Проектирование привода винтового транспортера - Курсовая работа

УЧРЕЖДЕНИЕ ОБРАЗОВАНИЯ БРЕСТСКОГО ОБЛИСПОЛКОМА «ПИНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ПРОФЕССИОНАЛЬНО-ТЕХНИЧЕСКИЙ КОЛЛЕДЖ МАШИНОСТРОЕНИЯ» КУРСОВОЙ ПРОЕКТ на тему: «Проектирование привода винтового транспортера» по дисциплине «Техническая механика»4.1 Диаметр выходного конца вала определим грубо приближенно (ориентировочный) из расчета на прочность при кручении по заниженным допускаемым касательным напряжениям6.1 Вычерчивая схему нагружения быстроходного вала с учетом консольной силы7.1 Шпонки подбираем по таблицам ГОСТА в зависимости от диаметра вала и проверяем расчетом на смятие1.1 Определяем мощность на ведущем валу привода По таблице П61[1] выбираем трехфазный асинхронный двигатель: Марка: 4А132М8У2 ; ; По таблице 2.3 выбираем передаточное число закрытой зубчатой передачи = 4,0 1.4 Определяем общее передаточное число привода и разбираем его по ступеням Определяем передаточное число открытой передачи для каждого варианта: , , Окончательно принимаем двигатель 4А112M4У3 с параметрами =1440 об/мин = 4,0 = 2,3 , Рдв = 5,50 (КВТ).2.1 Используя таблицу П21 и П28 [1] , назначаем 2.2 Назначаем ресурс передачи По формуле (100) [1] находим число циклов перемены напряжений3.1 Принимаем коэффициенты и определяем величину межосевого расстояния По таблице П25 [1] при HB <350 находим величину коэффициентов учитывающих неравномерность распределения нагрузки по ширине венца: , 3.2 Вычисляем межосевое расстояниеДиаметр вершин: , , Диаметр впадин: , , Ширина венца колеса: , Ширину шестерни принимают на 2…5 мм больше, то Окружная скорость: , Степень точности: По таблице 2 (страница 96 [1]) назначаем степень точности изготовления колес.Принимаем коэффициенты: - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов.Определяем по таблице П27 [1] в зависимости от числа зубьев коэффициент формы зуба и производим сравнение прочности зубьев шестерни и колеса на изгиб: , ,

По меньшему отношению производим проверку прочности на изгиб: ,4.1 Диаметр выходного конца вала определим грубо приближенно (ориентировочный) из расчета на прочность при кручении по заниженным допускаемым касательным напряжениям Принимаем диаметр вала под уплотнение (необходимо оставить высоту буртика примерно в 1…3 мм для упора торца втулки полумуфты); Диаметр вала по подшипник = 29мм. Диаметр вала под посадку ступицы шестерни, чтобы обеспечить высоту упорного буртика 3,5мм для посадки подшипника (таблица П63 [1]) принимаем Диаметр выходного конца ведомого вала: , В соответствии с ГОСТ 12080-66 принимаем Диаметр вала под посадку ступицы зубчатого колеса, чтобы обеспечить высоту упорного буртика 4мм для посадки подшипника (таблица П63 [1]) принимаемТолщина стенки крышки корпуса редуктора: , Принимаем = 8 мм. Толщина ребер жесткости корпуса редуктора: , Принимаем C = 7 мм. Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора: , Принимаем = 10 мм. Диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников: , Принимаем = 12 мм. Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору: , Принимаем для быстроходного и тихоходного валовТочку приложения силы принимаем в центре выходного конца быстроходного вала. Определяем реакции в опорах вала. Определяем реакции в горизонтальной плоскости: = = = =1736.5H вертикальная плоскость: = 0; ( ) = 0 Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала от середины ступицы шестерни до точки приложения консольной нагрузки. Для определения осевой расчетной нагрузки на подшипник определяют алгебраическуюсумму всехвнешних осевых сил и осевых составляющих реакций S от радиальных реакций таб.5 стр 215.7.1 Шпонки подбираем по таблицам ГОСТА в зависимости от диаметра вала и проверяем расчетом на смятие Для консольной части вала при по таблице П49 подбираем призматическую шпонку b x h= 10 x 8 мм. Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места на 3…10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок (см. последние два столбца таблицы П49) . Расчетное напряжение смятия: , И так, принимаем шпонку 10х8х56мм ГОСТ 29175-91. Расчетное напряжение смятия: , Принимаем шпонку 12 х 8х 61мм ГОСТ 29175-91.В соответствии с эпюрами изгибавших и крутящих моментов и наличием концентрации напряжений предположительно устанавливаем опасные сечения вала, которые подлежат проверочному расчету на усталость. Проверяем сечение вала I-I: Суммарный изгибающий момент в сечении: , , Крутящий момент в сечении вала: , Осевой момент сопротивления сечения с учетом шпоночного паза: , Где: t = 5 мм - глубина шпоночного паза по таблице П49 [1]. Полярный момент сопротивления сечения с учетом шпоночного паза: , Амплитуда нормальных напряжений, изменяющих по симметричному циклу: , Амплитуда касательных напряжений, изменявшихся по нулевому циклу: , Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза и установкой колеса на валу с натягом.

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Определяем мощность на ведущем валу привода

1.2 Выбираем электродвигатель

1.3 Разбиваем передаточное число привода для каждого варианта

1.4 Определяем общее передаточное число привода и разбираем его по ступеням

2. ВЫБОР МАРКИ МАТЕРИАЛА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

2.1 Используя таблицу П21 и П28 [1] , назначаем

2.2 Назначаем ресурс передачи По формуле (100) [1] находим число циклов перемены напряжений

3. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Принимаем коэффициенты и определяем величину межосевого расстояния

3.2 Вычисляем межосевое расстояние

3.3 Геометрические параметры колес

3.4 Производим проверку прочности зубьев

3.5 Производим проверку прочности зубьев на изгиб

4. ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ