Разработка привода к ленточному транспортёру - Курсовая работа

бесплатно 0
4.5 84
Выбор электродвигателя. Значения мощностей, угловых скоростей и крутящих моментов. Расчёт зубчатой передачи. Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс. Основные размеры шестерни и колеса. Проверочный расчёт на контактную выносливость.


Аннотация к работе
Ввиду отсутствия в промышленности мощных электродвигателей с малой скоростью вращения появилась необходимость в создании двигателей, которые будут понижать скорость вращения. Цель данного проекта состоит в проектировании одноступенчатого цилиндрического редуктора с косозубыми колесами. В процессе проектирования необходимо выбрать соответствующие детали, при этом учитывая их долговечность, габариты. За время курсового проектирования студент приобретает навыки в использовании технической литературы, справочников, ГОСТОВ и других справочных и учебных материалов.1.1 [1]выбираем: - зубчатая передача в закрытом корпусе с цилиндрическими колесами [1]) выбираем асинхронный электродвигатель серии 4А, закрытый обдуваемый по ГОСТ 19523-81 - 4А280S2, с номинальной мощностью N=110 КВТ и частотой вращения nc = 3000 об/мин. Определим значения мощностей, угловых скоростей и крутящих моментов на валах: Вал 1 - вал электродвигателя Угловая скорость: Крутящий момент: Вал 2 - выходной вал3.3 [1] материалы: для шестерни - Сталь 40Х, ?В=780 Мпа; ?Т=440 Мпа; HB1 230; термообработка - улучшение для колеса - Сталь 40Х, ?В=690 Мпа; ?Т=340 Мпа; HB2 200; термообработка - нормализация. Вычисляем пределы выносливости: NHO - базовое число циклов нагружения колеса для расчета по контактным напряжениям при твердости ? HB 230 Эквивалентное число циклов нагружения NY определим в соответствии с графиком нагрузки: Из графика нагрузки следует: Mmax= 1,2 Мн ; МІІ= 0,6 Мн ; МІІІ= 0,3 Мн ; Из условия контактной прочности для косозубых колес ?а=0,315; КП=1,4; межосевое расстояние вычислим по формуле: По ГОСТ 2185-66 это значение a? округляется до ближайшего стандартного a?= 400 мм. Если предварительно принять, что угол наклона зуба ?=100, то суммарное число зубьев шестерни и колеса вычислим по формуле: ;Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру: Для уточнения коэффициента нагрузки определяется окружная скорость колес в зацеплении и степень точности передачи: Примем 7-ую степень точности. Уточним коэффициент нагрузки где: К Hb = 1,041 - из таблицы 3.5 [1]Используя график нагрузки находимокружная радиальная осеваяПо таблице 3 методики уточним механические характеристики материалов зубчатых колес с учетом установленных размеров и вычислим пределы выносливости: где: коэффициент твердости (стр. 3,7 при ?bd=1,275, твердости HB?350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор KF?=1,33. по табл. YF - коэффициент, учитывающий форму зуба, и зависящий от эквивалентного числа зубьев z? у шестерни у колеса Допускаемые напряжения: для шестерни: для колеса: Находим отношения: для шестерни: для колеса: Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.Предварительный расчет проводим на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Принимаем d в1 = 50 мм Примем под подшипниками d п1 = 45 мм Шестерню выполним за одно целое с валом.Принимаем dct = 120 мм Принимаем L ст = 150 мм Принимаем d = 20 ммТолщина стенок корпуса и крышки d = 0,025 х aw 1 = 0,025 х 400 1 = 11 мм Примем d = 12 мм d 1 = 0,02 х aw 1 = 0,02 х 400 1 = 9 мм Примем d 1 = 10 мм -нижнего пояса корпуса р = 2,35 х d = 2 ,53 х 10 = 25,3 мм Принимаем р = 25 мм Принимаем болты с резьбой М 27Передаваемый крутящий моментСмазывание зубчатого зацепления производим окунанием зубчатого колеса в масло ,заливаемое внутрь корпуса до уровня ,обеспечивающего погружение колеса на 10 мм . Объем масляной ванны W определим из расчета 0,25дм3 масла на 1 КВТ передаваемой мощности Материал вала: сталь 45, улучшенная, HB 200 s в = 690 МПА - предел прочности s-1 = 0,43 х s в = 0,43 х 690 = 300 МПА - предел выносливости при симметричном цикле изгиба t-1 = 0,58 х s-1 = 0,58 х 300 = 175 МПА - предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений l1 = 110 мм Определим опорные реакции в плоскости XZ Определим опорные реакции в плоскости YZМатериал шпонок - сталь 45 нормализованная. Напряжение смятия и условие прочности находим по формуле: Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [?см]=100-120 Мпа, при чугунной [?см]=50-70 Мпа. Ведущий вал: d=50мм шпонка: ширина - b=14мм высота - h=9мм длина - l=50мм глубина паза вала - t1=5,5мм глубина паза втулки - t2=3,8мм фаска - s x 45о=0,3 Ведомый вал: d=65мм шпонка: ширина - b=20мм высота - h=12мм длина - l=100мм глубина паза вала - t1=7,5мм глубина паза втулки - t2=4,9мм фаска - s x 45о=0,5Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяется по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсируещему). Уточненный расчет валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов. ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала.

План
Содержание

1. Задание на курсовое проектирование…………………………..1

2. Содержание……………………………………………………....2

3. Замечания руководителя……………………………….………..3

4. Введение………………………………………………………….4

5. Исходные данные……………………………….…………….…5

6. Выбор электродвигателя………………………………………...6

7. Определяем значения мощностей, угловых скоростей и крутящих моментов……………………………………………...7

8. Расчет зубчатой передачи…………………………………….…8

9. Расчет геометрических параметров зубчатых колес…….…….9

10.Основные размеры шестерни и колеса…………………….....10

11.Проверочный расчет на контактную выносливость………....11

12.Расчет на контактную выносливость при действии максимальной нагрузки………………………….……….…..12

13.Силы, действующие в зацеплении……………………...…….12

14. Расчет на выносливость при изгибе…………………...……..13

15. Предварительный расчет валов…………………………..…..15

16. Конструктивные размеры зубчатых колес………………..….15

17. Конструктивные размеры корпуса редуктора…………..…...16

18. Выбор муфты………………………………………………..…17

19. Выбор смазки…………………………………………….….…17

20. Проверочный расчет одноступенчатого редуктора………....18

21. Проверка прочности шпоночных соединений………….…...24

22. Уточненный расчет валов…………………………………….25

23. Расчетная схема ведущего вала……………………………....29

24. Расчетная схема ведомого вала……………………………....30

25. Литература……………………………………………………..31

26. Приложение……………………………………………………32

Введение
Ввиду отсутствия в промышленности мощных электродвигателей с малой скоростью вращения появилась необходимость в создании двигателей, которые будут понижать скорость вращения. Таким устройством является проектируемый редуктор.

Цель данного проекта состоит в проектировании одноступенчатого цилиндрического редуктора с косозубыми колесами.

В процессе проектирования необходимо выбрать соответствующие детали, при этом учитывая их долговечность, габариты.

За время курсового проектирования студент приобретает навыки в использовании технической литературы, справочников, ГОСТОВ и других справочных и учебных материалов.

Расчет привода

Исходные данные: N2 = 95 КВТ - мощность на ведомом валу n2 = 650 об/мин - число оборотов на ведомом валу

Up = 4,5 - передаточное отношение редуктора

T = 13000 часов - срок службы привода

Передача нереверсивная

Привод состоит из электродвигателя 1, муфты 2, одноступенчатого редуктора с цилиндрическими колесами 3, ленточный транспортер - 4.

М

График нагрузки:

1,2 Мн Мн

0,6 Мн

0,003Т 0,5Т 0,4Т

Т
Заказать написание новой работы



Дисциплины научных работ



Хотите, перезвоним вам?