Разработка привода цепного транспортера - Курсовая работа

Для этого были проделаны необходимые подсчеты с применением справочной литературы, методических указаний и автоматизированных методов выполнения проектно-проверочных расчетов. Для оптимизации зубчатой передачи, а вследствие и редуктора, то есть уменьшения габаритных размеров, нормальное соотношение размеров ступеней редуктора можно варьировать значением модуля, крутящим моментом, передаточным отношением, коэффициентом ширины колеса. Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям, проверочный расчет по напряжениям изгиба, проверочный расчет на заданную перегрузку. Для того, что бы колесо ни скользило по валу и передавало на вал крутящий момент, рассчитываем шпонку. И для того, что бы колесо сидело на валу и при вращении никуда не смещалось, надеваем колесо на вал с натягом, для чего проводим соответствующий расчет.Определяем мощность на барабане по формуле: N =F•V, (1.1) где F= 5000 Н - усилие на транспортере; Данные значения подставляем в формулу (1.1): N=5000•0.9=4,5 (КВТ) Потребную мощность двигателя определяем по формуле: , (1.2) где - суммарный КПД привода (значения берутся из таблицы - в ней КПД передач даны с учетом потерь энергии в опорах валов этих передач на подшипниках качения, т.е. при вычислении суммарного КПД привода, КПД пар подшипников не учитываются), вычисляемый по формуле: (1.3) где = - КПД муфты; = - КПД редуктора; Данные значения подставляем в формулу (1.4а): Из формулы (1.4) находим: NВЫХ (об/мин) Задаем передаточное отношение ременной передачи: Upem.=2, передаточное отношение редуктора: Up=U23•U34; (1.5а) где U23 - передаточное отношение быстроходной ступени редуктора (между валами 2 и 3); U34 - передаточное отношение тихоходной ступени редуктора (между валами 3 и 4).Уточняем передаточные отношения: Определяем U23 по соотношению [Дунаев П.Ф., стр. На первом валу (быстроходный вал привода): N1=Nдв.=4 (КВТ) n1=nдв.=1430 (об/мин) На втором валу (быстроходный вал редуктора): N2=N1• =4•0,96=3,84(КВТ) n2= =715(об/мин) На четвертом валу (тихоходный вал редуктора): N4=N3• =3,72•0,97=3,61(КВТ) n4 = =57,3(об/мин) Кинематические, силовые и энергические параметры элементов привода занесем в таблицу 1.Параметры Обозначение Разм. Крутящий момент T Н•м Ручной расчет 26,5 50,9 188,8 601,7 596,7Немного не сошлись величины, полученные для каждой отдельной ступени привода. При автоматизированном расчете многие операции недоступны для пользователя, поэтому сделать проверку на каждом этапе работы невозможно.Назначаем сталь 40ХН (для колес) и 40ХН (для шестерней), причем для лучшей приработки зубьев твердость шестерни назначают больше твердости колеса не менее чем на 10-15 единиц. Определим пределы контактной выносливости для колеса и шестерни 2-й ступени по формуле (2.1а). Допускаемые контактные напряжения для 2-й ступени определяем по материалу колеса, как более слабому. Число циклов напряжений для колеса 2-й ступени при переменной нагрузке: (2.3) где - отношение соответствующего момента цикла к максимальному из моментов, берем из графика нагрузки, ni - частота вращения выходного вала (ni=57,3 об\мин), с - число зацеплений зуба за один оборот колеса(с равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым).В нашем случае с=1, ti - ресурс передачи. ti=t.365.кг.24.ксут (2.3а) t =7 - срок службы передачи (ч). Допускаемые напряжения изгиба: (2.4) где ?FO-предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба, SF-коэффициент безопасности, KFC-коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.(2.6) где а"2 - межосевое расстояние, U2 - передаточное отношение 2-й ступени редуктора, Епр - приведенный модуль упругости, Т4 - крутящий момент на выходном 4-ом валу редуктора(Н.мм), KH? - коэффициент концентрации при расчетах по контактным напряжениям, [?н] - допускаемые контактные напряжения, ?ba - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния. При этом по формуле ?"bd=0,5.?"ba.(U 1) определим коэффициент ширины колеса относительно диаметра, ?"bd=0,5•0,4•(3,15 1)=0,83<?bdmax=1,5 и по графику (рис 8.15 [3]) находим коэффициент концентрации при расчетах по контактным напряжениям: KH??1,04. Число зубьев колеса определяем по формуле: = 128 - 31=97. По формуле (2.7) определяем диаметр вершин зубьев для колеса da=242,5 2•2,5•1=247,5 (мм), для шестерни da=77,5 2•2,5•1=82,5 (мм). По формуле (2.8) определяем диаметр впадин зубьев для колеса df=242,5-2•2,5•(1 0.25)=236,25 (мм), для шестерни df=77,5-2•2,5•1(1 0.25)=71,25 (мм).Проведем линии осей валов, изображаем контуры шестерни и колеса первой ступени. 328[1]), решаем изготавливать шестерню за одно целое с валом, так как раздельное изготовление увеличивает стоимость производства вследствие увеличения числа посадочных поверхностей, требующих точной обработки, а также за счет необходимости применения того или иного соединения (например, шпоночного). Зазор между колесом и внутренней стенкой корпуса по таблице 10.4[1]: (2.3.1) где - толщина стенки основания корпуса, находится по формуле: (2.3.2) где T4 - кр

Содержание

Введение

1 Кинематический расчет привода

1.1 Выбор электрического двигателя

1.2 Расчет кинематических, силовых и энергетических параметров на отдельных валах .

1.3 Расчет привода в Автоматизированный системах «Восход», «Кинематик».

1.4 Сравнительный анализ результатов и выбор рационального варианта

2 Расчет и проектирование зубчатого редуктора

2.1 Выбор материалов зубчатых колес. Определение допускаемых напряжений

2.2 Проектировочный расчет зубчатых передач и валов.

2.2.1 Проектировочный расчет быстроходной ступени в системе «Восход».

2.3 Эскизная компоновка редуктора.

2.4 Проверочный расчет зубчатых передач.

2.5 Результаты расчетов напряжений, геометрических параметров выходной ступени с использованием автоматизированных систем расчета «АРМ» и «Восход».

2.6 Расчет (выбор) подшипников и уплотнений

2.6.1 Подшипники выходного вала

2.6.2 Подшипники входного вала

2.6.3 Подшипники промежуточного вала

2.7 Проверочные расчеты валов на прочность, жесткость и колебания

2.8 Результаты расчета выходного вала в системе «APM WINMACHINE».

2.9 Расчет и конструирование корпуса и крепежных деталей

2.10 Тепловой расчет и смазка редуктора

3 Расчет ременной передачи

4 Подбор, проверка и эскизная компоновка муфт

5 Расчет и проектирование тяговой звездочки

Список используемой литературы

Целью данного курсового проекта является разработка привода цепного транспортера. Для этого были проделаны необходимые подсчеты с применением справочной литературы, методических указаний и автоматизированных методов выполнения проектно-проверочных расчетов.

Для приведения в движения привода цепного транстпортера необходим двигатель.

Стандартные асинхронные двигатели переменного тока имеют простую прочную конструкцию и высокую степень защиты. Благодаря этому, даже при длительной эксплуатации в самых сложных условиях они обеспечивают безопасность и надежность приводной системы. Однако в любом случае решающим фактором успеха являются точное знание и соблюдение условий эксплуатации.

Стандартные двигатели переменного тока могут годами работать исправно, не нуждаясь в техническом обслуживании.

Руководствуясь вышесказанным, в начале проекта выбран, с учетом графика нагрузки, асинхронный двигатель 4A100L4Y3, для которого Nном.=4.0(КВТ) nном.=1430(об/мин).

Дальнейшей разработкой привода является определение, как передаточного отношения самого привода, так и передаточного отношения редуктора. В свою очередь передаточное отношение редуктора, в соответствии с методическими указаниями, разбивается на передаточное отношение ступеней редуктора.

При проектировочном расчете зубчатых передач определяем межосевое расстояние, модуль и т.д. Для оптимизации зубчатой передачи, а вследствие и редуктора, то есть уменьшения габаритных размеров, нормальное соотношение размеров ступеней редуктора можно варьировать значением модуля, крутящим моментом, передаточным отношением, коэффициентом ширины колеса. В нашем случае будем выбирать минимальные ближайшие, стандартные значения величин.

Ручной расчет ведем только быстроходной ступени, а остальные ступени рассчитываем с применением автоматизированного варианта.

Дальнейшее проектирование сводится к проверочному расчету зубчатой передачи. Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям, проверочный расчет по напряжениям изгиба, проверочный расчет на заданную перегрузку.

Для выполнения эскизной компоновки редуктора необходимо знать геометрические параметры элементов. Находим диаметры валов в зависимости от крутящего момента и - допустимое касательное напряжение. Находим диаметры валов, заплечики под колесо и подшипник. Для того, что бы колесо ни скользило по валу и передавало на вал крутящий момент, рассчитываем шпонку. И для того, что бы колесо сидело на валу и при вращении никуда не смещалось, надеваем колесо на вал с натягом, для чего проводим соответствующий расчет.

Для вращения вала с минимальными потерями энергии в опорах, применяются подшипники. Подшипники рассчитываем на статическую Со и динамическую грузоподъемность Cr, для этого определяем реакции опор на действие окружной и радиальной силы, в некоторых случаях также учитывается действие силы от муфты или шкива. Выбираем большую силу реакции опоры, учитывая коэффициент безопасности, требуемый ресурс работы, коэффициент надежности, тип подшипника, температурный коэффициент, коэффициент вращения, и т.д. находим динамическую грузоподъемность. После чего сравниваем расчетную грузоподъемность с табличным значением для данного подшипника. Если расчетная грузоподъемность оказывается меньше табличной, то такой подшипник принимаем, если оказывается больше табличной, то этот подшипник отбраковываем, а рассматриваем подшипник более тяжелой серии.

При проверочном расчете вала определяем два опасных сечения, в которых вал испытывает значительные нагрузки. Выявляем то, которое нагружено больше всего. Проверяем статическую прочность при перегрузках, жесткость вала, расчет на колебания. Находим критическую частоту вращения вала. Для нормальной работы необходимо, чтобы вал вращался в докритической области, иначе вся конструкция придет в негодность.

Для уменьшения трения в зубчатом зацеплении необходимы смазочные материалы, в нашем случае масло. Объем масла должен быть такой, чтобы колесо быстроходной ступени было погружено на высоту зуба.

В зависимости от окружной скорости вращения колеса и от sв выбирается вязкость масла, а по вязкости выбирается подходящая марка масла.

Для соединения выходного вала с исполнительным органом используем управляемую муфту, которая позволяет скомпенсировать несоосность валов. При ее расчете учитываем к.п.д. привода, частоту вращения, мощность двигателя, крутящий момент на тихоходном валу. В зависимости крутящего момента и диаметра вала из справочника выбираем подходящую муфту.

Для дальнейшей разработки и изготовления редуктора необходимо наглядное представление о нем. Для этого чертятся чертежи, по которым можно точно определить месторасположения каждой детали. По необходимости выполняются местные разрезы, выноски, тем самым улучшают представление о данном участке.

На завершающей стадии проектирования вычерчивается сборочный чертеж, по которому судят о расположении и взаимодействии отдельных элементов привода.

По выполнении проектирования делается анализ всех произведенных действий, рассматриваются желаемые, но не учтенные по техническим причинам параметры.

Из таблицы сравнения результатов видно, что отклонения полученных результатов незначительны. Немного не сошлись величины, полученные для каждой отдельной ступени привода. Это может объясняться несколькими причинами. Например, несовершенством эмпирически полученных и выведенных формул. При автоматизированном расчете многие операции недоступны для пользователя, поэтому сделать проверку на каждом этапе работы невозможно. Так что действия, выполняемые программой мы увидеть не можем. При этом различным оказалось разбиение передаточного отношения по ступеням. С этой точки зрения, на мой взгляд, целесообразней взять вариант ручного расчета, так как здесь мы можем с большей легкостью варьировать рассчитываемые параметры.