Проектирование механического привода цепного транспортера - Курсовая работа

Поскольку кинематическая схема привода определена техническим заданием, наметим лишь некоторые принципиальные пути проектирования. Во-первых, для уменьшения габаритов привода и снижения материалоемкости редуктора назначаем для цилиндрической шестерни закалку ТВЧ, для цилиндрического колеса - улучшение, а для червячной передачи, чтобы обеспечить наибольшую стойкость к заеданию, выбираем сочетание: «стальной цементованный червяк колесо», зубья которого выполнены из высокооловянистой бронзы.Мощность на выходном (третьем) валу привода: Общий КПД привода: , где - КПД ременной, червячной и цилиндрической передач соответственно [3 ,табл. П4.1] для мощности Р =11 КВТ ближайшую асинхронную частоту вращения к п"=3096 об/мин имеет двигатель 4А132М2УЗ, у которого п=2907 об/мин. Уточняем общее передаточное число привода U и передаточные числа каждой его ступени : Берем , тогда Оставляем , тогда Таким образом Определяем кинематические, силовые и энергетические параметры валов привода (так как потребная мощность на входе привода Р =8,7 КВТ заметно меньше номинальной мощности принятого двигателя Р=11 КВТ, дальнейшие расчеты целесообразно вести по потребной мощности Р.При использовании мощности двигателя Рд > Р передачи привода имели бы избыточные габариты и массу)3.13], выбираем сечение клинового ремня: для п=2907 об/мин и Р=8,7 КВТ подходит ремень сечения В, основные параметры которого [2 табл. По стандартному ряду выбираем расчетный диаметр меньшего (ведущего) шкива так, чтобы dp1 > dpmin =125 мм. Расчетный диаметр большего (ведомого) шкива округляем до ближайшего стандартного значения Отклонение фактического передаточного числа от принятого ранее U=2 составляет Рекомендуемое значение а определяем в зависимости от передаточного числа для U=2 следует принятьСилы, действующие в ремнях Сила предварительного натяжения ремней Окружная сила на шкивах: Сила натяжения, вызванная действием центробежных сил в ремнях на криволинейных участках: Суммарные силы натяжения в ведущей и ведомой ветвях ремней: Сила давления ремней на валы: Проверка прочности ремней по максимальным напряжениям: Здесь - напряжение на прямолинейном участке ведущей ветви; -допускаемое напряжение в клиновых ремнях. следовательно, условие прочности выполняется. Сопоставим расчетное число пробегов ремней в секунду с допустимым значением [].Таким образом, приходим к выводу, что клиноременную передачу при заданных условиях использовать не рекомендуется.Как было принято ранее, для червячной передачи, чтобы обеспечить наибольшую стойкость к заеданию, выбираем сочетание: «стальной цементованный червяк колесо», зубья которого выполнены из высокооловянистой бронзы.Определяем ориентировочное значение скорости скольжения червяка, по которой назначим ориентировочный материал колеса: , где об/мин - частота вращения червяка, Нм - крутящий момент на червячном колесе.Определяем допускаемое контактное напряжение: Определяем допускаемое изгибное напряжение: Учитывая реверсивный характер нагрузкиОпределяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости зубьев ЧК: , где - число зубьев ЧК; q - коэффициент диаметра червяка, KH - коэффициент нагрузки. Определяем число зубьев ЧК: , где - число витков червяка, выбираемое по [3 табл. Определяем q: принимаем .(по ГОСТ 19672-74). Определяем основные параметры передачи: Модуль: Округляем до ближайшего стандартного погде - коэффициент, учитывающий износ зубьев, [3. табл. , где - частота вращения ЧК, и - i-тый и максимальный крутящий моменты, взятые из циклограммы нагрузки; - продолжительность действия момента в часах.Уточняем коэффициент нагрузки: Коэффициент динамичности нагрузки берем из [3 табл.3.4] по окружной скорости в зацеплении где - делительный диаметр ЧК. Потери на трение только в зацеплении определяются коэффициентом потерь: , где - приведенный угол трения в червячной передаче, по [3 табл.3.15]. Коэффициенты потерь на перемешивание масла , на трение определяются [3 по рис.3.8]. , Но поскольку частота вращения червяка , необходимо сделать пересчет коэффициента следующим образом: В результате, общий КПД редуктора при расчетной нагрузке: Расчет контактных напряжений Уточним крутящий момент на ЧК: Контактное напряжение в червячном зацеплении: условие не выполняется.Значения , остаются неизменными.Уточняем коэффициент нагрузки: где , Но поскольку частота вращения червяка , необходимо сделать пересчет коэффициента следующим образом: В результате, общий КПД редуктора при расчетной нагрузке: Расчет контактных напряжений, где коэффициент нагрузки , - окружная сила на ЧК, где-коэффициент формы зубьев ЧК, зависящий от эквивалентного числа зубьев колеса и выбирается по [4. табл.с.18].площадь свободной поверхности корпуса, где L=0,3685м - ширина редуктора, В=0,754 - длина редуктора, Н=0,542 - высота редуктора; - коэффициент, учитывающий теплоотвод через лапы редуктора в чугунную раму; - температура окружающего воздуха, - допустимая температура масел на нефтяной основе. условие выполняется.суммарная сила в поперечной ча

Содержание

Техническое задание

Введение

1. Выбор двигателя. Кинематический, силовой и энергетический расчет привода

2. Расчет передач привода

2.1 Расчет клиноременной передачи

2.1.1 Проектный расчет

2.1.2 Проверочный расчет

2.1.3 Выбор параметров плоскоременной передачи

2.2 Расчет червячной передачи

2.2.1 Выбор материала колеса

2.2.2 Определение допускаемых напряжений

2.2.3 Проектный расчет

2.2.4 Уточнение допускаемых напряжений

2.2.5 Проверочный расчет на контактную выносливость

2.2.6 Пересчет параметров передачи

2.2.7 Проверочный расчет на изгибную выносливость

2.2.8 Проверочный расчет при кратковременных перегрузках

2.2.9 Тепловой расчет

2.2.10 Расчет червяка на жесткость

2.2.11 Геометрический расчет

2.2.12 Расчет сил в зацеплении

2.3 Расчет цилиндрической косозубой передачи

2.3.1 Выбор способа упрочнения зубьев шестерни и колеса

2.3.2 Определение допускаемых напряжений

2.3.3 Проектный расчет

2.3.4 Проверочный расчет на контактную выносливость

2.3.5 Проверочный расчет на изгибную выносливость

2.3.6 Проверочный расчет при кратковременных перегрузках

2.3.7 Геометрический расчет

2.3.8 Расчет сил в зацеплении

3. Разработка эскизного проекта редуктора

3.1 Расчет и конструирование промежуточного вала

3.2 Расчет и конструирование быстроходного вала

3.3 Расчет и конструирование тихоходного вала

3.4 Проектирование крышек подшипников

3.5 Разработка корпуса редуктора и определение типоразмеров крепежных деталей

3.6 Выбор смазочного материала для редукторных передач и подшипников

4. Разработка технического проекта редуктора

4.1 Проверка промежуточного вала на сопротивление усталости

4.2 Проверка подшипников промежуточного вала

5. Чертеж общего вида привода

5.1 Разработка конструкции шкивов

5.2 Разработка конструкции рамы. Выбор натяжного устройства

Список используемой литературы

Спецификация к сборочному чертежу привода

Спецификация к сборочному чертежу редуктора

Приложение 1

Приложение 2

Приложение 3

Приложение 4

Техническое задание на проектирование

Проектируемый привод предназначен для общепромышленного применения.

Поскольку кинематическая схема привода определена техническим заданием, наметим лишь некоторые принципиальные пути проектирования.

Во-первых, для уменьшения габаритов привода и снижения материалоемкости редуктора назначаем для цилиндрической шестерни закалку ТВЧ, для цилиндрического колеса - улучшение, а для червячной передачи, чтобы обеспечить наибольшую стойкость к заеданию, выбираем сочетание: «стальной цементованный червяк колесо», зубья которого выполнены из высокооловянистой бронзы. Зубья цилиндрической передачи выполняем косыми. Для цилиндрической шестерни выбираем материал сталь 40ХН, а для колеса - сталь 45.

В-вторых, учитывая потенциальную возможность мелкосерийного изготовления данного привода, его опорным элементом принимаем сварную раму. Наконец, двигатель выбираем из трехфазных асинхронных электродвигателей переменного тока с короткозамкнутым ротором серии 4А.