Разная полезность (RPZ-3)

Посмотреть архив целиком

Московский Государственный Технический Университет

им. Н. Э. Баумана











Привод цепного транспортера


ДМ312.05.00.00ПЗ











Студент Лобанов А.С. Дата: Группа М10-62

Подпись


Проверил Верещака В.А. Дата:

Подпись







1999




Содержание


1. Задание на проект........................………………………………………….2

  1. Подготовка исходных данных для расчета редуктора на ЭВМ

и выбор электродвигателя…………………………………………………3

  1. Расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора.......................….4

3.1 Расчет зубчатых передач ………………………………………...5

4. Определение диаметров валов……………………………………………8

5. Расчет соединений…………………………………………………………8

  1. Шпоночные соединения................……………………………….8

  2. Соединения с натягом..................………………………………..9

  1. Расчет валов и подшипников качения…………….................................13

6.1 Определение сил реакций в опорах валов………………………..13

6.1.1 Тихоходный вал редуктора……………………………….13

6.1.2 Промежуточный вал редуктора………………………….14

6.1.3 Быстроходный вал редуктора…………………………….15

6.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов........…….16

6.3. Расчет валов на прочность по эквивалентным напряжениям

и на статическую прочность ................................……………….16

6.4 Расчет подшипников....................…………………………………19

6.5 Выбор посадок колец подшипников.......…………………………22

7. Выбор смазочного материала и способа смазывания.....……………..23

8. Расчет муфты…................................…………………………………….24

9. Расчет приводного вала………………………………………………….26

9.1 Определение сил реакций в опорах вала………………………..26

9.2 Подбор подшипников……………………………………………..27

10. Список использованной литературы...........……………………………..28

11.Приложение1................................…………………………………………29

12.Приложение2………………………………………....................................32

2. Подготовка исходных данных для расчета

редуктора на ЭВМ и выбор электродвигателя


Диаметр звёздочки транспортёра :

мм ;

Номинальный вращающий момент на приводном валу транспортера :

;

Номинальный вращающий момент на тихоходном валу редуктора при наличии упругой муфты :

;

Частота вращения приводного вала :

Частота вращения тихоходного вала редуктора :

Номинальная мощность на тихоходном валу редуктора :

кВт;

Потребляемая мощность асинхронного электродвигателя:

где - общий КПД привода;

- ориентировочное значение КПД редуктора;

- КПД упругой муфты;

- КПД пары подшипников приводного вала;

Максимальное передаточное число двухступенчатого редуктора:

Максимально возможная частота вращения вала электродвигателя при наличии упругой муфты :

Исходя из условия принимаем

И из условия выбираем двигатель мощностью 4 кВт;

Таким образом, окончательно выбираем следующий электродвигатель :





- синхронная частота вращения вала ЭД;

Передаточное число редуктора :




3.Расчет цилиндрического двухступенчатого редуктора


Расчет редуктора был проведен с помощью ЭВМ. При проектировании двухступенчатого редуктора необходимо решить вопрос о распределении известного общего передаточного числа uред между быстроходной uБ и тихоходной uт ступенями редуктора (uред=uБ*uт).Поэтому в программе предусматривается проведение расчетов при различных отношения uБ/uт. В программе также варьируется термообработка колес, которая очень существенно влияет на массу редуктора и его стоимость.

По рассчитанным данным ищется оптимальный вариант конструкции, учитывающий минимальную массу редуктора, минимальную стоимость и габариты. Также необходимо учитывать следующие требования : диаметр шестерни быстроходной ступени не должен снижать жесткость вала; возможность размещения в корпусе подшипников валов быстроходной и тихоходной ступеней ; при этом между подшипниками должен размещаться болт крепления крышки и корпуса редуктора; зубчатое колесо быстроходной ступени не должно задевать за тихоходный вал; зубчатые колеса обоих ступеней должны погружаться в масляную ванну примерно на одинаковую глубину.

В приложении 1 приведены данные для расчета и полученные результаты и по ним построены графики зависимости стоимости, массы редуктора и межосевого расстояния в зависимости от способа термообработки и соотношения передаточных чисел ступеней . Исходя из выше указанных требований, мной был выдран следующий вариант :


Вариант № 15 табл.1

тверд. Колес

HRC1

Тверд. Колес HRC2

UБ/UТ

Bw/Aw

Межосевое расстояние, мм

Диаметр впадин быстроход. шестерни, мм

Масса

Редуктора ,

Кг

масса колес ,

кг

Диаметр вершин колес тихоход.

Диаметр вершин колес быстр.

Суммарная цена привода, руб.

49

28

1.3

0.4

250

30.16

100.72

17.17

229.58

189.21

257.45



Результаты расчета параметров зубчатых колес и сил в зацеплении приведен в приложении 1.



3.1. Расчет зубчатых передач


3.1.1. Выбор материалов и вида термической обработки


Исходя из выбранного варианта имеем :

HRC1 49

HRC2 28.5


Марка материала : Сталь 45 ГОСТ 4543-71

Вид термообработки :

1, 2 – улучшение


3.1.2. Определение допускаемых напряжений и размеров передачи


Расчет передачи производится по допускаемым напряжениям :


и

соответствующим длительной контактной и изгибной выносливостям

Hlim , Flim – пределы выносливости

SF , SH – коэффициенты безопасности


Значения []н и []F вычисляются по формулам :

для термообработки – улучшения


причем []H = min {[]H1 , []H2}

Для определения коэффициента безопасности по контактным напряжениям:

SH = SHmin SHA SHB

NHE= 60nt H

где n – частота вращения колеса

t – число часов работы передачи

H – число входов в зацепление зуба за один оборот колеса


, но 2.4


Коэффициент KHL учитывает возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач.


Для определения коэффициента безопасности по напряжениям изгиба :

NFE = NK F

SF = SFmin SF SFD


Определение aW – межосевого расстояния


,где T1 = ТЭ

, где

Ка = 4300 для косозубых передач

КН – коэффициент концентрации нагрузки

ba = b2/aW

ba = b2/a1=0.5ba(U+1)=1 , где a1=2aW /(U+1)

KH =KHV KH KH

где KHV = f(V)

KH = f(ba)

Ширина колес определяется по формуле :

b2= ba aW

Ширина шестерни : b1 = b2+(2..4)


Определение нормального модуля

Ориентировочно определяют

m= b2/17 , где 17 – минимальное число зубьев из условия неподрезания зуба при нарезании без колеса без смещения


Уточняют расчет


находим m


Определение угла наклона зубьев , чисел зубьев колеса (Z2) шестерни (Z1) и настоящего передаточного отношения (U)

Из условий :

b2tg > m/cos

sin > m/b2

Получаем :

sin min 4m/b2

Суммарное число зубьев :

Z = 2aw /mt =2aWcos / m

Окончательно получаем :

= arccos(Zm/2aW)

Определяем :

Z1 = Z /(U+1)

Z2 = Z - Z1

U=Z2 /Z1


Определение диаметров колес :


d1 = Z1 mt

делительные диаметры колеса и шестерни

d2 = Z2 mt

da1,2 = d1,2 +2(1+x1,2 -y)m – диаметры вершин

df1,2 = d1,2 -2(1.25 - x1,2 )m – диаметры впадин

где x1,2 коэффициенты смещения шестерни и колеса

y= -(aw -a)m – коэффициент воспринимаемого смещения


3.1.2.1 Силы в зацеплении

Ft = 2T2 /d2 окружная сила на делительном диаметре колеса


Fr = Fttg /cos радиальная сила


Fa = Ft tg – осевая сила


3.1.3. Критерии работоспособности зубчатых передач


Зуб находится в сложном напряженном состоянии . Решающее влияние на его работоспособность оказывают два основных вида напряжений : контактные напряжения H и напряжения изгиба F . Они изменяются по времени по некоторому прерывистому циклу. Переменные напряжения являются причиной усталостного разрушения зубьев, поломки зубьев от напряжений изгиба и выкрашивание поверхности зубьев от контактных напряжений .






4. Определение диаметров валов



Случайные файлы

Файл
147637.rtf
100375.rtf
166433.rtf
128092.doc
black markets.doc




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.