Проектирование привода цепного 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 цепного сборочного конвейера. В состав данного привода входят: 1. Электродвигатель фланцевый. Вращательное движение от электродвигателя через муфту передается на быстроходный вал редуктора. Кроме передачи вращательного движения муфта также компенсирует несоосность вала двигателя и быстроходного вала редуктора. Коническо-цилиндрический редуктор передает вращательное движение от двигателя к приводному валу, при этом изменяя угловую скорость и крутящий момент по величине и направлению.Изобразим кинематическую схему привода на рис. По таблице 1.1 из [1]: ?цп = 0,96…0,98; принимаем ?цп = 0,97 - КПД закрытой цилиндрической передачи; ?кп = 0,95…0,97; принимаем ?кп = 0,96 - КПД закрытой конической передачи; По таблице 1.2 из [1] примем рекомендуемые значения передаточных чисел: U1 = 2; По таблице 24.8 [1] выбираем электродвигатель 132М8: Р = 5,5 КВТ;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]: [?]H1 = 1,8HBCP1 67 = 285,5 · 1,8 67 = 581 МПА Предварительные основные размеры колеса: d2 = 2 ?w2 U2 / (U2 1) = 2 · 160 · 2,95 / (2,95 1) = 239 мм - делительный диаметр b2 = ?? ?w2 = 0,25 · 160 = 40 мм Число зубьев шестерни и колеса: z1 = Z? / (U2 1) = 160 / (2,95 1) = 40 z2 = Z? - z1 = 160 - 40 = 120 Заменим материал колеса на сталь 40ХН, с термообработкой улучшением, сПо рекомендациям [1] в качестве материала корпуса выбираем: СЧ15 ГОСТ 1412-85. Толщина стенки корпуса: ? = 2,6 ? 6 мм ? = 2,6 = 6,4 мм Принимаем: ? = 6,7 мм - табл. Из [1] в зависимости от межосевого расстояния тихоходной ступени определяем диаметры болтов крепления крышки редуктора и отверстия под них: Болт: М12; d0 = 13 мм.Расчет ведем по ГОСТ 24266-80 и СТ СЭВ 534-77. В качестве материала валов используем сталь 45 ГОСТ 1050-88 [2]. Быстроходный вал соединяется муфтой с валом электродвигателя, диаметр которого DД = 38 мм. Окончательно принимаем диаметр посадки муфты на быстроходный вал d = 30 мм. Учитывая наличие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник роликовый 7207 ГОСТ 27365-87 [2].Исходные данные для расчета: Ft2 = 3108 H, Fr2 = 1131 H, a = 180 мм, b = 76 мм, с = 104 мм. Усилие от муфты: FM = 250 = 250 = 4828 H Реакции от усилий в зацеплении: RAX(a b) - Ft2b = 0; RAX = Ft2b / (a b) = 3108 · 0,076 / 0,256 = 923 H Концентрация напряжений в сечении I - I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом. Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.Исходные данные для расчета: Ft1 = 3108 H, Fr1 = 1131 H, d = 70 мм, e = 114 мм, f = 60,5 мм. Опасное сечение - место под колесо цилиндрической передачи. Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении: Му = RDX(e f) - Fr2e - Fa2d2/2 = 1240 · 0,1745 - 188 · 0,114 - 455 · 0,112= 144 Н·м; Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости. ?а = ?u = Мсеч / 0,1dпр3 = 165 · 103 / 0,1 · 403 = 25,8 МПА ?а = ?к /2 = Т2 / 2 · 0,2dпр3 = 130,4 · 103 / 0,4 · 403 = 5,1 МПА Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.Исходные данные для расчета: Ft1 = 1358 H, Fr1 = 455 H, Fa1 = 188 H, d1 = 92 мм. g = 88 мм, h = 33 мм, l = 22 мм. Усилие от муфты: FM = 250 = 250 = 1866 H Реакции опор: в плоскости xz: REX = (-Fr1l Fa1d1/2)/h = (-455·22 188·46)/33 =-41 Н; Прочность вала обеспечена. Расчет ведем по ГОСТ 18855-82.Исходные данные: Окружное усилие на звездочке Р, кг: 260. В соответствии с заданием берем цепь по ГОСТ 588-64. Этот ГОСТ на тяговые пластинчатые цепи. По ГОСТ 588-64 обозначение цепи: М40-1-100-2 ГОСТ 588-64 - тяговая пластинчатая цепь с разрушающей нагрузкой 40 КН, типа 1, с шагом 100 мм, исполнения 2. К = 0,7 - коэффициент высоты зуба, KZ = ctg (180? / z) = ctg (180? / 9) = 2,75 - коэффициент числа зубьев.Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение: dпр

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 второй ступени редуктора.

5. Расчет первой ступени редуктора.

6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора.

7. Проектный расчет валов, подбор подшипников.

8. Расчет тихоходного вала и расчет подшипников для него.

9. Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него.

10. Расчет быстроходного вала и расчет подшипников для него.

11. Расчет тяговой звездочки.

12. Расчет приводного вала и расчет подшипников для него.

13. Смазка

14. Проверка прочности шпоночных соединений.

15. Выбор муфт

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.