III Расчет плоскоременной передачи…………………………………………. 9
IV Ориентировочный расчет валов ……………………………………………12
V Конструктивные размеры элементов корпуса и крышки редуктора……. 14
VI Конструктивные размеры валов, подшипниковых узлов…………………16
VII Проверка прочности валов…………………………………………………18
VIII Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений……. 22
X Посадки деталей и сборочных единиц редуктора………………………….24
XI Смазка зубчатых колес………………………………………………………24
XII Вычерчивание общего вида редуктора……………………… ……………24
Список использованной литературы…………………………………………. 25
Спроектировать привод цепного конвейера, состоящий из электродвигателя 1, плоскоременной передачи 2, вертикального цилиндрического прямозубого редуктора 3, которые смонтированы на сварной раме 4.
Мощность на ведомом валу привода Pt =5,5 кВт, угол наклона передачи α=25°, частота вращения nt = 400, синхронная частота вращения электродвигателя nсинх = 3000 об/мин.
Материал колеса – сталь 45.
Материал шестерни – сталь 45.
Термообработка: нормализация, улучшение.
Нагрузка — постоянная, с небольшими толчками.
Электродвигатель асинхронный типа 4А на лапах. Срок службы 25000 час.
II Кинематический расчет на выбор электродвигателя:
1. Определяем общий h привода
— КПД ременной передачи
— КПД зубчатой цилиндрической передачи
— КПД подшипников
2. Требуемая мощность двигателя
ηобщ = , Pэд =
Принимаю по табл. 24.9. электродвигатель 4A112М2/2895
Pэд = 7,5 кВт , nэд = 2895 об/мин .
3. Определение передаточных чисел
=
Передаточное число ременной передачи
Передаточное число зубчатой передачи:
Uз.п. =
5. Определение мощности на валах
II. Расчет цилиндрической прямозубой передачи
1. Выбор марки материала и назначение химико-технической обработки.
Используя П.21 и П.28, назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45 с термической обработкой: нормализация – для колеса, улучшение – для шестерни.
2. Определение допускаемых напряжений на контактную и изгибную выносливость зубьев
Ресурс передач
Число циклов перемены напряжений:
Т.к. и то значения коэффициентов долговечности и
Допускаемые напряжения для колеса:
Допускаемые напряжения для шестерни:
3. Определение параметров передачи.
По табл. П.22 для прямозубых колес для материала
Коэффициент ширины зубчатых колес при симметричном расположении зубчатых колес относительно опор.
Принимая , определяем
По табл. П.25, интерполируя, находим (при > HB350)
и
Определение межосевого расстояния
Принимаю
Определение модуля передачи
По СТ СЭВ 310-76 принимаем
Определение чисел зубьев шестерни и колеса
Принимаю
Определение делительных диаметров, диаметров вершин зубьев и диаметров впадин шестерни и колеса
3.5. Уточнение передаточного числа, межосевого расстояния, определение ширины зубьев
Принимаю ,
2.4. Вычисление скорости и сил, действующих в зацеплении.
По табл. 2 назначаем 8-ю степень точности передачи
Вычисляем силы, действующие в зацеплении
Проверяем контактную выносливость зубьев по формуле
Определяем значения коэффициентов, входящих в формулу.
Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей определяем по табл. 3 при ,
Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колец определяем по табл. П.22 для материала сталь-сталь
Коэффициент торцевого перекрытия
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий
Источник
Курсовая работа: Проект привода к цепному конвейеру
Название: Проект привода к цепному конвейеру Раздел: Промышленность, производство Тип: курсовая работа Добавлен 05:44:58 07 декабря 2010 Похожие работы Просмотров: 96 Комментариев: 22 Оценило: 2 человек Средний балл: 5 Оценка: неизвестно Скачать
Спроектировать привод к цепному конвейеру по схеме (Рис. 1).
Мощность на ведомом колесе зубчатой передачи Р3 = 8 кВт
Угловая скорость вращения этого колеса ω3 = 1,5 ∙ π рад/с
Рис.1 Схема привода цепного конвейера
Машиностроению принадлежит среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной степени определяет уровень развития машиностроения.
Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности – для решения этих задач необходимо совершенствовать конструкторскую подготовку студентов высших учебных заведений.
Большие возможности для совершенствования труда конструкторов дает применение ЭВМ, позволяющее оптимизировать конструкции, автоматизировать значительную часть процесса проектирования.
Создание машин, отвечающим потребностям народного хозяйства должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие тактико-технические и эксплуатационные показатели.
Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине:
— минимальные габариты и масса;
Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.
IКИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
Определение общего коэффициента полезного действия (КПД) привода:
где η1 = 0,98 – КПД редуктора (червячной передачи);
Соответственно полученным данным выбираем электродвигатель марки АИР160S2/2940, мощностью NЭ.Д. = 15 кВт и частотой вращения nЭ/Д. = 2940 об/мин. Угловая скорость вращения вала электродвигателя ωЭД = 304,58 рад/с, диаметр вала dВ = 28 мм.
Уточнение передаточных чисел привода:
Действительное передаточное число привода
Полученное расчетом общее передаточное число распределяется между отдельными ступенями редуктора. Принимаем uРЕД. = 40, тогда передаточное число цилиндрической передачи uЦ.П. = 65,33 / 40 = 1,63.
Расчет вращающих моментов на валах привода:
Момент на ведомом колесе зубчатой передачи
Момент на выходе редуктора
Число оборотов на выходе редуктора
IIРАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Т2 = 1364,88 Н · м uРЕД = 40 n2 = 73,35 об/мин ω2 = 7,693 рад/с
Материалы червяка и колеса:
Так как выбор материала для колеса связан со скоростью скольжения, то предварительно определяем ожидаемое ее значение:
Выбираем материал – бронзу
Группа I, БрОНФ 10 -1-1 (σВ = 285 МПа; σТ = 165 МПа; Сv = 0,8).
Принимаем стандартное межосевое расстояние aW = 200 мм.
Основные параметры передачи:
Число зубьев колеса Z2 = Z1 ∙ u = 40 · 1 = 40
— модуля передачи
— коэффициента диаметра червяка
Диаметр делительный червяка d1 = q ∙ m = 10 ∙ 8 = 80 мм
Диаметр вершин витков dа1 = d1 + 2 ∙ m = 96 мм
Диаметр впадин df1 = d1 – 2,4 · m = 60,8 мм
Дина b1 нарезанной части червяка при Х = 0,5:
b1 = (11 + 0,06 ∙ Z2 ) ∙ m = 107,2 мм
при m = 8 мм увеличиваем b1 на 25 мм, т.е. принимаем b1 = 140 мм
Диаметр делительный колеса d2 = Z2 · m = 320 мм
Диаметр вершин зубьев da2 = d2 + 2 · m · (1 + X) = 336 мм
Диаметр впадин df2 = d2 – 2 · m · (1,2 – X) = 300,8 мм
Диаметр колеса наибольший daM2 ≤ da2 + 6 · m / (Z1 + 2) = 352 мм
Ширина венца b2 = ψa ∙ aW = 0,355 · 200 = 71 где ψa = 0,355 при Z1 = 2,
Проверочный расчет передачи на прочность:
Скорость скольжения в зацеплении:
где
По полученному значению VCK уточняют допускаемое напряжение [σ]H .
Вычисляют расчетное напряжение:
где – начальный диаметр червяка;
KV – скоростной коэффициент. При V2 ≤ 3 м/с KV = 1. При V2 > 3 м/с коэффициент KV принимают равным коэффициенту KНV (табл. 1.5) для цилиндрических прямозубых колес твердостью НВ 2 · с);
площадь поверхности корпуса А = 0,78 м 2 при aW = 200 мм.
IIIРАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ
Для колеса и шестерни примем одинаковый материал – сталь 40Х, ТО колеса — улучшение, твердость 269. 302 НВ; ТО шестерни — улучшение и закалка токами высокой частоты (ТВЧ).
, м
где Ka = 4950 – для прямозубых колес;
Ka = 4300 – для косозубых и шевронных колес;
ψa = 0,4..0,5 – при симметричном расположении опор (одноступенчатый редуктор);
Примем 9-ю степень точности зубчатой передачи.
Допускаемые контактные напряжения
[σ]H = 1,8 · HRCCP + 170 = 835 МПа
Предварительные основные размеры колеса:
Делительный диаметр
, м
где Km = 6,6 – для прямозубых колес;
Km = 5,8 – для косозубых и шевронных колес;
Минимальный угол наклона зубьев β = 0
Число зубьев шестерни и колеса:
— шестерни
Фактическое передаточное число:
— шестерни
— колеса
Диаметры окружностей вершин:
— шестерни
— колеса
Диаметры окружностей впадин:
— шестерни
— колеса
— окружная
— радиальная
Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба:
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса
Проверка зубьев колес по контактным напряжениям:
Расчетное контактное напряжение
→ 800,9 МПа ≤ 835 МПа
IVОриентировочный расчет валов РЕДУКТОРА
Быстроходный (входной) вал червяка:
Диаметр вала в месте установки подшипника:
Диаметр буртика (заплечика) для упора подшипника:
Длина промежуточного участка вала:
Выходной (тихоходный) вал червячного колеса:
Диаметр вала в месте установки подшипника:
Диаметр буртика (заплечика) для упора подшипника:
Диаметр вала в месте установки колеса:
Длина промежуточного участка валаlКТ = 1,2 · dК = 102 мм
VРАССТОЯНИЯ МЕЖДУ ДЕТАЛЯМИ ПЕРЕДАЧ
Чтобы вращающиеся колеса не задевали за внутренние стенки корпуса, между ними оставляют зазор а , который определяют по формуле:
Расстояние b0 между дном корпуса и поверхностью колес или червяка для всех типов редукторов принимают b0 ≥ 4 ∙ a = 48 мм
Расстояние между торцовыми поверхностями колес c = (0,3…0,5) ∙ a = 48 мм
VIIРАСЧЁТ И ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ
В соответствии с установившейся практикой проектирования тип подшипника выбирают по следующим рекомендациям:
— для опор валов конических и червячных колес, а также червяков применяют конические роликовые подшипники (рис. 3.1, б), которые хорошо воспринимают осевые нагрузки, возникающие в конических и червячных передачах;
Для быстроходного вала выбираем подшипники типа 7207А, для тихоходного вала выбираем подшипники типа 7214А,
VIIIВЫБОР СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ
Для уменьшения потерь мощности на трение, снижения интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания и задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей.
Для смазывания передачи применяем картерную систему. В корпус редуктора заливаем масло на 10 мм, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Объем масляной ванны V определяется из расчета 0,25 дм 3 масла на 1 кВт.
Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.
Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент Т, Н∙м. По табл. К22 [3] примем упругую втулочно-кольцевую муфту МУВП I-45.
Полумуфты изготавливают из стали 30Л (ГОСТ 977-88); материал пальцев – сталь № 45 (ГОСТ 1050-74); Материал упругих втулок – резина с пределом прочности при разрыве не менее 8 Н/мм 2 .
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая школа, 1998. – 444 с.
2. Чернавский С.А., Снесарев Г.А. и др. Проектирование механических передач: учебно-справочное пособие. – М.: Машиностроение, 1984. – 370 с.
3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие для техникумов. – М.: Высшая школа, 1991. – 432 с.
— КПД ременной передачи
— КПД зубчатой цилиндрической передачи
— КПД подшипников
, 
Pэд = 
= 
и 
то значения коэффициентов долговечности 
и 
для материала
при симметричном расположении зубчатых колес относительно опор.
, определяем 
и 
, 
определяем по табл. 3 
при 
, 
– частота вращения вала конвейера;
– начальный диаметр червяка;
, м
, м
→ 800,9 МПа ≤ 835 МПа
