Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода для цепного транспортера. Анализ назначения механизма. Расчет редукторной, конической и цилиндрической передач. Расчет валов, подбор подшипников. Подбор соединительной муфты быстроходного вала.
Аннотация к работе
Спроектировать привод цепного транспортера Зубчатый редуктор предназначен для снижения частоты вращения валов повышения крутящего момента. Данный механизм обладает высоким коэффициентом полезного действия, конически-цилиндрический редуктор более компактен, чем цилиндрический но более сложен в изготовлении.Где hпк = 0,99 - КПД подшипника качения [2, с.304] hзп = 0,98 - КПД зубчатой передачи [2, с.304]n = 60V*103/zt = 1*60*103/12*100 = 50 об/мин1.3.1 Выбираем электродвигатель 4А132М6 ГОСТ 19523 - 81Принимаем из стандартного ряда Up = 20 [1, с.51]nб = 970 об / мин nпр = nб/Uk = 970/4 = 243 об / мин nt = nб/ (UKUP) =970/ (4*5) = 48,50 об / мин привод цепной транспортер электродвигательРб = 5,27 КВТ, Рпр = Рб*hзпhпк = 5,27*0,98*0,99 = 5,11 КВТ
Рт = Рб*h = 5,27*0,93 = 4,9 КВТ
Т = 9555 Р/n [2, с.129]
Где Р - передаваемая мощность, КВТ n - частота вращения, об/минТб = 9555*5,27/970 = 5,19 Нм
Тпр = 9555*5,11/243 = 201 Нм
Тт = 9555*4,90/48,5 = 965 НмДля обеспечения лучшей прирабатываемости выбираем материалы шестерни и колеса согласно рекомендациям [2§ 8] Шестерня: 35 ХМ - термообработка - улучшение закалка ТВЧ Колесо: 40 Г - термообработка - улучшение Механические свойства сталей после указанной термообработки [1] табл.4.5: Сталь НВ сердцевины HRC поверхности sв, МПА st, МПА Т.к. срок службы передачи не задан, принимаем коэффициенты долговечности КНД = 1; KFД = 1. Т.к. разница между средними твердостями материалов шестерни и колеса не превышает 100 единиц по шкале Бринеля, лимитирует колесо [1].Расчетный крутящий момент при расчете по контактным напряжениям: Tph = Khd Kh Tmax = 1*1,57*201 = 316 Нм Согласно единому ряду главных параметров [1, с.51] принимаем: de2 = 224 мм. Принимаем согласно Ra40 ГОСТ 6636-69 bk = 34 мм (4.89)]: Условие прочности выполняется. Принимаем Z2 = 77Расчетный нормальный модуль в среднем сечении [1, ф. Внешние диаметры вершин зубьев шестерни и колеса: dae1 = de1 1,64mtecos (d1) = 55,27 1,64*2,91cos (14,38°) = 59,90 мм dae2 = de2 1,64mtecos (d2) = 224 1,64*2,91cos (75,62°) = 225,16 ммНаправление линии зуба - правое, вращение шестерни - по часовой стрелке.Коэффициенты осевой и радиальной силы [1, табл.4.20], при bm?= 35° ga = 0,444sin (d1) 0,7cos (d1) = 0,444sin (13,86°) 0,7cos (13,86°) = 0,79 gr = 0,444 cos (d1) - 0,7sin (d1) = 0,444cos (13,86°) - 0,7sin (13,86°) = 0,26 Осевая сила на шестерне [1, ф.Для обеспечения лучшей прирабатываемости выбираем материалы шестерни и колеса согласно рекомендациям [2, §8]. Шестерня: 35 ХМ - термообработка - улучшение закалка ТВЧ. Т.к. срок службы передачи не задан, принимаем коэффициенты долговечности КНД = 1; KFД = 1. Т.к. разница между средними твердостями материалов шестерни и колеса не превышает 100 единиц по шкале Бринеля, лимитирует колесо [1].Принимаем согласно единого ряда главных параметров [1, с.51], а = 250 мм Принимаем угол наклона линии зуба b=12° Число зубьев шестерни и колеса: Z1 = Za/ (U 1) = 391/ (5 1) = 65,17; Принимаем Z1= 65; Уточняем угол наклона линии зуба: Фактическое напряжение изгиба [1, ф. Геометрические параметры цилиндрической передачи второй ступени, полученные в предыдущих расчетах: Межосевое расстояние а = 250 ммОпределяем диаметры выходных концов валов из расчета на кручение. Принимаем диаметр хвостовика быстроходного вала равным 0,8 диаметра вала электродвигателя d1 = 30 мм. Диаметры участков валов в месте посадки зубчатых колес определяем согласно [1, §11.2]: d > (16 T / (p [t])) 1/3Выполняем эскизную компоновку валов при проектировании сборочного чертежа редуктора.Размеры вала определяем из компоновочного чертежа.Размеры вала определяем из компоновочного чертежа.Размеры вала определяем из компоновочного чертежа.Расчет подшипников ведем при помощи программы "Mathcad 2000"Эпюры изгибающих моментов от продольной силы Fпр=Fa и поперечной силы Fпоп. 3.4 Изгибающие моменты в вертикальной плоскости - а, в горизонтальной плоскости - б) Принимаем материал вала по материалу шестерни - сталь 35ХМ ГОСТ 4543-71 sв = 600 МПА; st = 320 МПА; тт = 280 МПА; s-1 = 250 МПА; t-1 = 150 МПА; ys = 0,05; yt = 0 Осевой момент инерции вала в опасном сечении: Woc = 0,1dоп3 = 0,1*353 = 4788 мм3 Используя формулы (8.1) … (8.4) [2], определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениямПо таблице 9.2 [2] подбираем упругую втулочно пальцевую муфту ГОСТ 21424-93 по значению момента на быстроходном валу и конструктивным соображениям с диаметром под вал двигателя 38 мм, под вал редуктора 30 мм, с допускаемым моментом 250 Нм.
План
Оглавление
Техническое задание
Введение
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
1.1 Необходимая мощность электродвигателя
1.2 Частота вращения тихоходного вала
1.3 Выбор электродвигателя, передаточное отношение редуктора, частоты вращения валов