Проектирование привода пластинчатого конвейера - Курсовая работа

Разнообразие требований, предъявляемых к редукторам, предопределяет широкий ассортимент их типов, типоразмеров, конструктивных исполнений, передаточных отношений и схем сборки. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы. Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения изза отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений.Проектируемый привод предназначен для передачи вращательного движения от электродвигателя к приводному валу пластинчатого конвейера. В состав данного привода входят: 1. Электродвигатель. Вращательное движение от электродвигателя через клиноременную передачу передается на быстроходный вал редуктора. Цилиндрический прямозубый редуктор передает вращательное движение от двигателя к приводному валу, при этом изменяя угловую скорость и крутящий момент. Зубчатая муфта передает вращательное движение от тихоходного вала редуктора к приводному валу пластинчатого конвейера.По таблице 2.1 [1] выбираем материалы колеса и шестерни. Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба для шестерни и колеса принимаем по таблице 2.2 [1]: [?]F1 = 1,03HBCP1 = 285,5 · 1,03 = 294 МПА NHE2 = 60n2CT?KHE = 60 · 20,55 · 1 · 6408 · 0,13 = 1,03 · 106 c - число зубьев, находящихся в зацеплении за один оборот. Принимаем ?1 = 200 мм. m = (0,01-0,02) ?1 = 2-4 мм, принимаем m = 2 мм. z1 = 2?1 / m(U1 1) = 2 · 200 / 2 · (5,68 1) = 30 z2 = z1U1 = 30 · 5,68 = 170 d1 = m z1 = 2 · 30 = 60 мм da1 = d1 2m = 60 2 · 2 = 64 мм dt1 = d1 - 2,5m = 60 - 2,5 · 2 = 55 мм d2 = m z2 = 2 · 170 = 340 мм da2 = d2 2m = 340 2 · 2 = 344 мм dt2 = d2 - 2,5m = 340 - 2,5 · 2 = 335 мм b2 = ?ва · ?1 = 0,315 · 200 = 63 мм b1 = b2 5 = 63 5 = 68 мм 71<72 - следовательно, расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.Принимаем: ? = ?1 = 11 ммПо номограмме 5.2 принимаем ремень типа Б. Минимально допустимый диаметр ведущего шкива находим из табл. Принимаем: d1 = 125 мм Принимаем: d2 = 710 мм из стандартного ряда. Принимаем: L = 2500 мм.Выберем цепь: М112-1-80-2 ГОСТ 588-81. Окружная сила на звездочке: F4 = 40 КН. Число зубьев звездочки: Z = 8. Шаг зубьев звездочки: TZ = t = 80 мм. К = 0,7 - коэффициент высоты зуба, KZ = ctg (180? / z) = ctg (180? / 8) = 2,41 - коэффициент числа зубьев.Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение: d1 = = = 32,6 мм Принимаем: выходной диаметр O34 мм, под подшипники - O40 мм. Ft1 = 5797 H, Fr1 = 2110 H, Fоп = 1124,9 H, d = 46,5 мм, e = 65,5 мм, f = 195,5 мм. Определим реакции опор: RCY = Fr1 f / (e f) = 2110 · 195,5 / 261 = 1580 H RCX = (Fоп · (d e f) Ft1 · f) / (e f) =Диаметр вала, исходя из расчета на кручение: d2 = = = 57,6 мм Принимаем: диаметр под подшипники - O60 мм, под колесо - O70мм. Реакции опор: в плоскости xz: RFX = (Ft2k Ft3(k l))/(k l m) =(5797·69,5 16518·181)/269 = 12612 Н; Опасное сечение - место под колесо второй цилиндрической передачи. Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении: Му = REX(k l) - Ft2l = 9702 · 0,181 - 5797 · 0,1115 = 1110 Н·м;Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение: d3 = = = 83,4 мм Принимаем: выходной диаметр O90 мм, под подшипники - O100 мм, под колесо - O110 мм. Усилие от муфты: FM = 250 = 250 = 15968 H Реакции от усилий в зацеплении: RAX(a b) - Ft4b = 0; RAX = Ft4b / (a b) = 16518 · 189 / 285 = 10954 H Концентрация напряжений в сечении I - I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение: dпр = = = 83,4 мм Принимаем: выходной диаметр O90 мм, под подшипники - O100 мм, под тяговую звездочку - O110 мм. Реакции от усилий в зацеплении: RLX(s t) - Fts = 0; RLX = Fts / (s t) = 40000 · 0,2 / 0,4 = 20000 H Концентрация напряжений в сечении I - I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.Смазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием одного из зубчатых колес в масло на полную высоту зуба.Быстроходный вал O34 мм, шпонка 10 ? 8 ? 40, t1 = 5 мм. ?см = 2 · 173,9 · 103 / 34 · (40 - 10)(8 - 5) = 113 МПА <[?]см Промежуточный вал O70 мм, шпонка 20 ? 12 ? 100, t1 = 7,5 мм. ?см = 2 · 958,1 · 103 / 70 · (100 - 20)(12 - 7,5) = 76 МПА <[?]смВ приводе будем использовать зубчатую муфту. Выбор муфты производится в зависимости от диаметра вала

Оглавление

Задание

Введение

1. Описание назначения и устройства проектируемого привода.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

3. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений.

4. Расчет первой ступени редуктора.

5. Расчет второй ступени редуктора.

6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора.

7. Расчет ременной передачи.

8. Расчет тяговой звездочки.

9. Расчет быстроходного вала и расчет подшипников для него.

10. Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него.

11. Расчет тихоходного вала и расчет подшипников для него.

12. Расчет приводного вала и расчет подшипников для него.

13. Смазка.

14. Проверка прочности шпоночных соединений.

15. Расчет зубчатой муфты.

16. Сборка редуктора.

Список использованной литературы.

Приложение:

Редуктор является неотъемлемой составной частью современного оборудования. Разнообразие требований, предъявляемых к редукторам, предопределяет широкий ассортимент их типов, типоразмеров, конструктивных исполнений, передаточных отношений и схем сборки.

При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.

При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.

Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения изза отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.

К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.

Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.

Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.

При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.

Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.

Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.