Расчеты, подтверждающие работоспособность и надежность конструкции электродвигателя, смазочные материалы. Выбор материалов зубчатых колес, составление расчетных схем валов, определение опорных реакций, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
Аннотация к работе
Заданная схема представляет собой: электродвигатель, зубчатую муфту, привод, состоящий из одноступенчатого редуктора с закрытой зубчатой прямозубой передачей и вертикальным расположением валов (тихоходный вал находится под быстроходным). На быстроходный вал передается вращающий момент от электродвигателя и клиноременной передачи, вращающий момент с тихоходного вала через зубчатую муфту передается на вал рабочей машиныНеобходимо спроектировать привод к ленточному конвейеру, имеющему следующие характеристики: - мощность на выходном валу Привод состоит из: - асинхронный двигатель, обдуваемый 4А180М6У3, мощностью 18.5 КВТ и частотой вращения 975 об/мин; цилиндрический вертикальный редуктор: передаточное число 5, межосевое расстояние 250 мм, крутящий момент на тихоходном (выходном,Т4) валу 1406 Нм, частота вращения тихоходного вала 95 об/мин;ГОСТ 19523-81 электродвигатели асинхронные ГОСТ 20799-88 масла индустриальные ГОСТ 3128-76 штифты цилиндрические ГОСТ 8752-79 манжеты резиновые армированныеНоминальная мощность электродвигателя, КВТ 18.5 Номинальная частота вращения электродвигателя, об/мин 975Принимаем передаточное число редуктора из стандартного ряда : , передаточное число клиноременной передачи: Тогда общее передаточное отношение привода равно и частота вращения вала двигателя должна быть В соответствии с рассчитанной мощностью и частотой вращения подбираем электродвигатель. Наиболее соответствует расчетным параметрам электродвигатель 4А180м6У3 с мощностью , номинальной частотой вращения . При выборе этого двигателя получим окончательное значение передаточного отношения привода Сохраняя для зубчатой передачи рекомендуемое единым рядом чисел значение передаточного отношения , уточняем передаточное отношение клиноременной передачиПо номограмме методических указаний для заданных условий (Р1= 15.66 КВТ, n1 = 975 об/мин) подходят ремни сечением В. В целях повышения ресурса работы передачи, диаметр ведущего шкива d1 назначается с учетом условия d1 > dmin. Его принимаем в диапазоне от amin до амах, значение которых определяются по формулам: амах = d1 d2 = 224 450 = 674 мм; Определение поправочных коэффициентов С?, CL, CP, CZ, учитывающих отличие угла обхвата, длины ремня, режим работы, числа ремней проектируемой передачи от соответствующих характеристик эталонной клиноременной передачи. Число ремней не должно быть больше семи, так как в противном случае существенно ухудшаются условия создания равномерного предварительного натяжения ремней изза их разноразмерности по длине.Исходные данные принимаются по результатам предыдущих расчетов: - номинальный вращающий момент на ведомом валу проектируемой цилиндрической передачи: - номинальная частота вращения ведущего вала передачи допускаемые контактные напряжения при переменном режиме нагружения: - допускаемые напряжения изгиба при переменном режиме нагружения шестерни и колеса: и - допускаемые максимальные контактные напряжения: - допускаемые максимальные напряжения изгиба: - коэффициенты долговечности: и Расчет межосевого расстояния передачи и ширины зубчатых колес Предварительное значение межосевого расстояния из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев рассчитываем по формуле: где T3 - вращающий момент на валу колеса коэффициент ширины колеса, выбираемый по таблицам. Тогда предварительное межосевое расстояние примет значение: Рассчитанную величину округляем до ближайшего значения по единому ряду, т.е. принимаем Предварительная ширина зубчатых колес и шестерни соответствует произведению: Полученные расчетные значения округляем по единому ряду главных параметров редуктора: При твердости зубьев НВ 350 нормальный модуль зацепления выбирают из стандартного ряда в рекомендованном интервале: .Наименьший допустимый диаметр ведущего вала определяется из условия из условия прочности на кручение при Чем меньше передаваемый момент (чем быстроходней вал), тем меньше принимается , т.к. доля крутящего момента в эквивалентном моменте падает. Диаметры остальных участков вала назначаются из конструктивных и технологических соображений, учитывая, например, удобство насадки на вал подшипников, зубчатых колес и т.п. Целесообразно изготавливать вал заодно с шестерней в виде детали вал-шестерня.Делительные диаметры шестерни и колеса составляют ,в соответствии с формулами Делительные диаметры должны удовлетворять условию Диаметры окружности вершин зубьев шестерни и колеса вычисляют по зависимости: Рассчитывают диаметры окружности впадин зубьев: Окружное усилие составляет Радиальную силу рассчитывают по зависимости Таким образом, определены основные параметры цилиндрической прямозубой передачи, рассчитаны геометрические размеры шестерни и колеса, вычислены усилия в зацеплении.Корпус и крышку выполняем из чугунного литья. толщина стенки корпуса принимаем диаметр болтов у подшипников , принимаем болты М 14.
План
СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ
1. НОРМАТИВНЫЕ ССЫЛКИ
2. ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ПРИВОДА
3. РАСЧЕТЫ, ПОДТВЕРЖДАЮЩИЕ РАБОТОСПОСОБНОСТЬ И НАДЕЖНОСТЬ КОНСТРУКЦИИ
3.1 Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода
3.2 Расчет и проектирование клиноременной передачи
3.3 Выбор материалов зубчатых колес. Определение допускаемых напряжений
3.4 Расчет закрытой прямозубой цилиндрической передачи
3.5. Проектный расчет и конструирование валов
3.6 Проектирование шестерни, колеса, шкивов
3.7 Определение основных размеров элементов корпуса
3.8 Первый этап эскизной компоновки
3.9 Составление расчетных схем валов, определение опорных реакций, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
3.10 Выбор, расчет подшипников качения
3.11 Расчет шпоночных соединений
3.12 Проверочный расчет тихоходного вала
3.13 Система смазки, смазочные материалы
3.14 Выбор посадок для сопряжений основных деталей привода
3.15 Подбор муфты
3.16 Сборка редуктора, регулирование подшипников и зацепления зубчатых колес