Расчет червячно-цилиндрического редуктора и электродвигателя - Курсовая работа

бесплатно 0
4.5 115
Проектирование привода к цепному конвейеру: выбор электродвигателя и кинематические вычисления, расчет червячной и цилиндрической передачи редуктора. Конструирование валов, эскизная компоновка редуктора. Определение нагрузок, действующих на валы.

Скачать работу Скачать уникальную работу

Чтобы скачать работу, Вы должны пройти проверку:


Аннотация к работе
Создание машин, отвечающих потребностям народного хозяйства и промышленности, должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие технико-экономические и эксплуатационные показатели. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность.Цель: Спроектировать привод к цепному конвейеру. По кинематической схеме определяем общий КПД привода ?общ = ?ч · ?ц · ?к · ?mм · ?kпк = 0,84 · 0,98 · 0,94 · 0,982 · 0,994 = 0,72 где ??i - КПД элементов, составляющих привод [1, с. Определяем требуемую частоту вращения ротора электродвигателя NЭ.тр = NV · uз · uч · uk = 15 · (3…5) · (8…40) · (1,5…3) = 540 … 9000 мин-1 где NV - частота вращения вала тяговой звездочки 63, таблица 9] выбираем двигатель АО2-51-4 с параметрами: номинальная мощность Рэд=7,5 КВТ; частота вращения nэд=1460 мин-1, диаметр выходного конца ротора d = 32 мм. Предварительно намечаем передаточное отношение открытой конической передачи uk = 1,6 , тогда частота вращения выходного вала редуктора NIV = NV · uk = 15 · 1,6 = 24 мин-1Предварительно принимаем некорригированную передачу с числом заходов червяка z1 = 2 и числом зубьев колеса z2 = z1 · UЧ = 2 · 20 = 40 [2, с. Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 с последующим шлифованием [2, с. Так как к редуктору не предъявляются специальные требования, то принимаем для венца червячного колеса бронзу БРА10Ж4Н4Л (отливка в песчаную форму) [2, с. Определяем межосевое расстояние при стандартных значениях модуля и коэффициент диаметра червяка мм Рассчитываем основные размеры червячного колеса: - делительный диаметр червячного колеса d2 = z2 ? m = 40 ? 10 = 400 мм;Определяем допускаемые контактные напряжения где SHLIMB - предел контактной выносливости Определяем предварительное межосевое расстояние исходя из условия обеспечения достаточной контактной выносливости активных поверхностей зубьев где Ка = 49,5 [2, с. 32] - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба при несимметричном расположении колес относительно опор валов; По предварительному межосевому расстоянию определяем модуль зацепления При модуле m = 8 мм и ширине венца b = 130 мм определяем контактные напряжения на активных поверхностях зубьев где КН - уточненный коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубаОпределяем ориентировочное значение диаметров валов I…III между опорами из расчета на чистое кручение по пониженным касательным напряжениям [t]к = 20 МПА [2, с. Как правило, витки червяка выполняются за одно целое с валом, поэтому при определении вала I между опорами следует ориентироваться на диаметральные размеры червяка, рассчитанные в разделе 2. Таким образом, для вала I получим: диаметр между опорами DMI = 42 мм (на 14 мм меньше диаметра впадин витков червяка); диаметр входного конца (посадка полумуфты) DBI = 32 мм; диаметр в месте посадки подшипников DI = 35 мм (на 3 мм больше посадочного диаметра полумуфты). Таким образом, для вала II получим: диаметр между опорами DMII = 60 мм; диаметр в месте посадки подшипников DII = 55 мм (на 5 мм меньше диаметра между опорами). Для вала III принимаем: диаметр между опорами (посадка зубчатого колеса) DMIII = 90 мм; диаметр в месте посадки подшипников DIII = 85 мм; диаметр выходного конца (посадка муфты 4000-80-2-У3 ГОСТ 21424-93) DBIII = 80 мм;.привод конвейер редуктор вал передача Вал I (рисунок 3) Окружное, радиальное и осевое усилия на червяке Ft=1200 Н, Fr=1452 Н, Fa=3990 Н (раздел 2). Консольная нагрузка от втулочно-пальцевой муфты Рассматриваем самый неблагоприятный вариант, когда консольная сила направлена противоположно равнодействующей сил зацепления.Для приводов внутрицеховых транспортирующих машин со спокойной нагрузкой ГОСТ 16162-85 предусматривает долговечность подшипников не менее [Lh] = 5000 часов [3, с. На вал действует осевая нагрузка на червяке, поэтому предварительно намечаем радиально-упорные шарикоподшипники с углом ? = 26°. По посадочному диаметру подбираем подшипник 46307 ГОСТ 831-75 [3, с. Осевые составляющие радиальных реакций радиально-упорных шарикоподшипников Расчет показывает, что расчетный ресурс Lh = 12180 часов больше нормы долговечности подшипников [Lh] = 6000 часов [3, с.Проверяем на прочность шпоночное соединение выходного конца вала I с полумуфтой по допускаемым напряжениям смятия [SCM] = 100 МПА [2, с. <[SCM] = 100 МПА где d = 32 мм - диаметр вала в месте посадки полумуфты, LP = l - b = 56 - 10 = 46 мм - длина рабочей грани шпонки со скругленными с двух сторон концами, l = 56 мм - общая длина шпонки, h = 8 мм - высота шпонки, t1 = 5 мм - глубина шпоночного паза на валу; <[SCM] = 100 МПА где d = 60 мм - диаметр вала в месте посадки колеса, LP = l - b = 100 - 18 = 82 мм - длина рабочей грани шпонки, l = 100 мм - общая длина шпонки, h = 11 мм - высота шпонки, t1 = 7 мм - глубина шпоночного паза на валу;Определим коэф

План
Содержание

Введение

1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2 Расчет червячной передачи редуктора

3 Расчет цилиндрической передачи редуктора

4 Расчет валов

4.1 Предварительный расчет валов

4.2 Определение нагрузок, действующих на валы

4.3 Расчет и выбор опор валов, определение ресурса подшипников

4.4 Проверка шпоночных соединений

4.5 Расчет валов на усталостную прочность

Заключение

Список использованных источников

Введение
Создание машин, отвечающих потребностям народного хозяйства и промышленности, должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие технико-экономические и эксплуатационные показатели.

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность.

Транспортирующие машины являются неотъемлемой частью производственного процесса современного предприятия. По принципу действия подъемно-транспортные машины разделяют на две самостоятельные конструктивные группы: машины периодического и непрерывного действия. К первым относятся грузоподъемные краны всех типов, лифты, средства напольного транспорта (тележки, погрузчики, тягачи), подвесные рельсовые и канатные дороги (периодического действия), скреперы и другие подобные машины, а ко вторым (их также называют машинами непрерывного транспорта и транспортирующими машинами) - конвейеры различных типов, устройства пневматического и гидравлического транспорта и подобные им транспортирующие машины.

Машины непрерывного действия характеризуются непрерывным перемещением насыпных или штучных грузов по заданной трассе без остановок для загрузки или разгрузки. Благодаря этому машины непрерывного действия имеют высокую производительность, что очень важно для современных предприятий с большими грузопотоками.

Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность
своей работы


Новые загруженные работы

Дисциплины научных работ





Хотите, перезвоним вам?