Визначення потрібної потужності привода конвеєра, його кінематичний та силовий розрахунок. Розрахунок клинопасової та черв"ячної передачі. Розрахунок валів з умови кручення. Тип та схема розташування підшипників. Компоновка редуктора. Шпонкові з’єднання.
Аннотация к работе
Машини максимально підвищують продуктивність праці, сприяють поліпшенню якості продукції, що виготовляється, і зниженню її собівартості. У сучасній промисловості машинобудуванню належить провідна роль, оскільки на базі машинобудування розвивається решта всіх галузей промисловості, будівництва і сільського господарства. Всяка машина складається з деталей. Комплекс спільно працюючих деталей, обєднаних загальним призначенням і по конструкції тих, що є відособлену одиницю, називається складальною одиницею (муфта, редуктор, рама). Деталі, складальні одиниці і комплекси утворюють готові вироби, що підлягають виготовленню (прокатний стан, продольно-строгальний верстат).При довгостроковому постійному або незначному змінному навантаженні, яке притаманне компресорам, конвеєрам, транспортерам та іншим механізмам, розрахункова потужність електродвигуна Рд (КВТ) привода визначається через потужність на вихідному валу привода Рт (КВТ), яка може бути задана або визначена по тяговому зусиллю F (Н), коловій швидкості стрічки V (м/с), або обертовому моменту Тт (Нм), кутовій швидкості вала ?т хв-1.Для привода конвеєра і інших механізмів широко використовують асинхронні коротко замкнуті електродвигуни серії 4А виконання М1081, М1081 по ГОСТ 19523-81 потужністю від 0,55 до 30КВТ та синхронними частотами обертання ротора nдс від 750 до 3000 хв-1 перенавантаження дорівнює: (1.3) що перевищує 12% які допустимі при змінному навантаженні привода. При сталій потужності двигуна із збільшенням частоти обертання його розміри, маса та вартість зменшуються, а ККД зростає.Розрахункове загальне передаточне число привода U" визначаємо із співвідношення частот обертання вала двигуна nд та вихідного вала привода nд: (1.4) Виходячи із розрахункового значення загального передаточного числа U"=Uп·Up визначимо попереднє передаточне число редуктора: (1.5) Вибираємо передаточне число клинопасової передачі по ГОСТ 17383-73 Uп=2 Узгодимо передаточне число редуктора з нормальним рядом чисел по ГОСТ 2144-76: Up=6,36 Визначимо частоти обертання валів привода, потужностей та обертових моментів, що передаються валами а) Вал електродвигуна - вал ведучого шківа пасової передачі: Навантаження розрахунковеВибираємо переріз пасу А, тому мінімальний діаметр ведучого шківа dmin=90мм. Для підвищення довговічності пасу діаметр ведучого шківа приймаємо D1=112мм. Розрахуємо дійсну міжосьову відстань, яка відповідає прийнятій стандартній довжині пасу: (2.4) де ?1=0,5?(D1 D2)=0,5·3,14(112 224)=527 та ?2=0,25(D2-D1)2=0,25(224-112)2=3136 тому мм Для регулювання міжосьовий відстані застосовуємо установку двигуна з ведучим шківом на полозках враховуючи що: для установки та зміни пасів повинна бути передбачена можливість зменшення міжосьової відстані на 2% від довжини пасу, тобто 20мм; Обираємо Р0=1,15 (при типі пасу А, базовій довжині пасу L0=1700мм, діаметрі шківа D1=112мм )Червяки виробляють зі сталей, які дозволяють отримати після термообробки велику міцність (Н ? 45HRC) робочих поверхонь витків, наприклад, сталь 45, 40Х, 40ХН, 12Х2Н4А та інші. Червячні колеса виготовляють із бронзи і чавунів.Допустимі напруження для сірого чавунаРозраховуємо міжосьову відстань за формулою: ,мм (3.3) де q - коефіцієнт діаметру червяка, приймаємо q=10 ; Розраховуємо число зубів червячного колеса за формулою: z2=U · z1 (3.4) z2=12.5 · 4 = 50 Розраховуємо модуль за формулою: ,мм (3.5) мм Розраховуємо коефіцієнт діаметру червяка за формулою: (3.6) Розраховуємо ділильний діаметр червячного колеса за формулою: d2=m · z2 ,мм (3.11) d2= 2,5 · 50 = 125 мм.Розраховуємо дійсне контактне напруження за формулою: (3.28) Розраховуємо максимальне дійсне контактне напруження за формулою: (3.29) Розраховуємо дійсне напруження згину за формулою: (3.30)Розрахунок виконується за умов: - міцність на кручення зниженого умовного допустимого напруження кручення в межах пропорційно відносної навантаженості вала забезпечення осьової фіксації деталей, що розміщуються на валу. Діаметр бурта під підшипник Так як діаметр вершин зубців червяка da1=34,75 мм, менше за 2dбп, то червяк виконуємо сумісно з валом.В опорах валів встановлюємо роликові радіально-упорні конічні однорядні підшипники. На швидкохідному валу встановлюємо підшипники середньої серії за схемою "у розпір.Відстань між маточиною колеса і внутрішньою поверхнею корпуса приймаємо g=8мм Відстань між опорами червяка приймаємо l1=dam2=137мм Довжина консольної ділянки швидкохідного вала по ГОСТ 12081-72 приймаємо l=36ммМатеріал виготовлення: сталь 40Х ГОСТ 4543-71 з послідуючою термообробкою - поліпшення (НВ270…320) та гартування СВЧ до отримання твердості HRC 48…53.Будуємо епюру згинаючих моментів Будуємо епюру згинаючих моментів Для зубчастих редукторів приймаємо ресурс роботи підшипників від 30 тис (такий ресурс самого редуктора) до 10 тис (такова допустима довговічность підшипника). Переріз А-А Концентрацію напружень викликає шпоночка канавка. Амплітуда і середня напруга цикла дотичним напруженням визначаємо по формулі: ?-?= ?-m= (4.21) ?-?=
План
Зміст
Вихідні дані
Вступ
1. Енергосиловий та кінематичний розрахунок
1.1 Визначення потрібної потужності привода
1.2 Вибір електродвигуна
1.3 Кінематичний та силовий розрахунок привода
2. Розрахунок клинопасової передачі
3. Розрахунок червячної передачі
3.1 Вибір матеріалу
3.2 Допустимі напруження
3.3 Проектний розрахунок
3.4 Перевірний розрахунок
4. Проектування валів
4.1 Розрахунок валів з умови кручення
4.2 Вибір типа та схеми розташування підшипників
4.3 Ескізна компоновка редуктора
4.4 Вибір матеріалу валів
4.5 Розрахунок валів на статичну міцність та опір втомі та розрахунок підшипників на витривалість
5. Розрахунок зєднань
5.1 Шпонкові зєднання
5.2 Зєднання з натягом
6. Тепловий розрахунок редуктора
7. Остаточна компоновка редуктора
8. Пристрої для натягу пасу передач та рама привода