422(Зябликов 2012) (РПЗ)

Посмотреть архив целиком

СОДЕРЖАНИЕ


Техническое задание

Введение …………………………………………………………………………………3

1. Кинематический расчет привода ……………………………………………………4

1.1. Подбор электродвигателя ………………………………………………………...4

1.2. Определение передаточного отношения привода ……………………………....5

1.3. Определение частоты вращения и вращающих моментов на валах ………….5

2. Расчет передач ………………………………………………………………………..6

3. Эскизное проектирование ……………………………………………………………9

3.1. Проектные расчеты валов ………………………………………………………...9

3.2. Выбор типа и схемы установки подшипников ………………………………...10

3.3. Составление компоновочной схемы ……………………………………………11

4. Конструирование зубчатых колес и шестерен …………………………………….12

4.1. Коническое зубчатое колесо …………………………………………………….12

4.2. Цилиндрическое зубчатое колесо ………………………………………………12

4.3. Валы-шестерни …………………………………………………………………...13

5. Расчет соединений …………………………………………………………………..14

5.1. Расчет шпоночных соединений …………………………………………………14

5.2. Расчет соединений с натягом ……………………………………………………16

5.3. Расчет шлицевых соединений …………………………………………………..19

5.4. Расчет сварного соединения …………………………………………………….20

6. Подбор подшипников качения на заданный ресурс ………………………………21

6.1. Расчет подшипников быстроходного вала ……………………………………..21

6.2. Расчет подшипников промежуточного вала …………………………………...24

6.3. Расчет подшипников тихоходного вала ………………………………………..27

6.4. Расчет подшипников приводного вала …………………………………………31

7. Конструирование крышек подшипников ………………………………………….34

8. Расчет валов на статическую прочность и сопротивление усталости …………..35

8.1. Расчет валов на статическую прочность ……………………………………….35

8.1.1. Расчет быстроходного вала …………………………………………………..35

8.1.2. Расчет промежуточного вала ………………………………………………...37

8.1.3. Расчет тихоходного вала ……………………………………………………..41

8.1.4. Расчет приводного вала ………………………………………………………44

8.2. Расчет валов на сопротивление усталости ……………………………………..47

9. Выбор смазочных материалов и системы смазывания …………………………...49

10. Проектирование комбинированной муфты ………………………………………50

11. Порядок сборки, выполнение необходимых регулировочных работ…………. 52

Список использованных источников …………………………………………………53

Приложение








Введение.


Цепной транспортер - машина непрерывного транспорта горизонтального перемещения штучных грузов, устанавливаемая в отапливаемом помещении.





































1.Кинематический расчет привода.


1.1.Подбор электродвигателя.


Приступая к проектированию привода, в первую очередь выбираем электродвигатель, определяя его мощность и частоту вращения.

Потребляемая мощность привода определяется по формуле:

где – окружная сила на звездочках, =3200 Н;

- скорость движения цепи , = 0,9 м/с;

Требуемая мощность электродвигателя:

где – КПД привода, =

- КПД муфты, = 0,98;

- КПД цилиндрической передачи, = 0,97;

- КПД опор (подшипники качения), = 0,99;

- КПД конической передачи, = 0,96;

= = 0,903 ;

Частота вращения вала электродвигателя:


где - частота вращения приводного вала;

- передаточное число коническо-цилиндрического редуктора

Частота вращения приводного вала определяется по формуле:

где - делительный диаметр звездочки на приводном валу.

Делительный диаметр звездочки определяется по формуле;

где - шаг цепи транспортера, Р = 100 мм;

z - число зубьев звездочки, z = 11.



По справочным данным выбираем двигатель 112МА6 / 950 , с требуемой мощностью Р = 3 кВт, номинальной частотой вращения, n = 950 об/мин, синхронная частота вращения – 1000 об/мин.



1.2. Определение передаточного отношения привода.

Передаточное отношение привода определяется по формуле:

где - номинальная частота вращения двигателя, = 950 об/мин .



1.3. Определение частоты вращения и вращающих моментов на валах.

Момент на приводном валу:



Момент на тихоходном валу:



Момент на быстроходном валу:


Используя полученные результаты, проводим расчет на ЭВМ.



2. Расчет передач.

Проектный расчет цилиндрических передач предполагает определение межосевого расстояния:

где ;

,

Распределения нагрузки по длине контактной линии, – коэффициент,

учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку передачи, коэффициент, учитывающий характер распределения нагрузки между зубьями.

Основные причины выхода из строя зубчатой передачи – усталостное выкрашивание под действием контактных напряжений и излом зуба под действием изгибных напряжений. Поэтому проверочный расчет проводят на контактную прочность и изгибную выносливость.

Проверочный расчет на контактную прочность (сопротивление усталости)

где ;

Проверочный расчет на изгибную выносливость.

где модуль в нормальном сечении зуба; ширина зубчатого колеса; коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба; коэффициент, учитывающий влияние многопарности зацепления;

При проектном расчете конических передач находят внешний делительный диаметр шестерни

где коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности прямозубых конических передач по сравнению с цилиндрическими; коэффициент нагрузки.

При конструирование должны быть выбраны оптимальные параметры изделия, наилучшим образом удовлетворяющие различным, часто противоречивым требованиям: наименьшим массе, габаритам, стоимости; наибольшему КПД, требуемой жесткости, надежности.

Применение ЭВМ для расчетов передач расширяет объем используемой информации, позволяет произвести расчеты с перебором значений (варьированием) наиболее значимых параметров: способа термической обработки или применяемых материалов (допускаемых напряжений), распределение общего передаточного числа между ступенями и др. Необходимо провести анализ влияния этих параметров на качественные показатели и с учетом налагаемых ограничений выбрать оптимальный вариант.

Расчет проводится в два этапа. На первом отыскиваются возможные проектные решения и определяют основные показатели качества, необходимые для выбора рационального варианта: массу механизма и колес, диаметр впадины шестерни быстроходной ступени, диаметры вершин колес, межосевое расстояние и др.

Оптимизацию проводят с использованием графиков, которые строят по результатам расчета на ЭВМ (первый этап), см. Приложение 1.



Поиск варианта с наименьшей массой привода (часто принимаемый критерий оптимальности) должен предусматривать выполнение следующих конструктивных ограничений:

- диаметр шестерни быстроходной ступени должен удовлетворять условию

где d – диаметр концевого участка быстроходного вала,

где вращающий момент на быстроходном валу, Н.м.

В нашем случае

- при смазывании зацеплений погружением в масляную ванну зубчатых колес быстроходной и тихоходной ступеней разность должна быть по возможности меньше при выполнении условия (в данном случае выполнено для всех вариантов).

Анализируя графики и учитывая вышеперечисленные условия, выбираем

вариант 4.

На втором этапе для выбранного варианта получают все расчетные параметры, требуемые для выпуска чертежей, а так же силы в зацепление, необходимые для расчета валов и выбора подшипников (Приложение 2).































3. Эскизное проектирование.


3.1. Проектные расчеты валов.


Проведем предварительный расчет значений диаметров различных участков валов.


Для быстроходного (входного) вала:


где – момент на быстроходном валу, = 31,4

мм→ принимаем d = 25 мм;

Высота заплечика:

Координата фаски подшипника:

Размер фаски колеса:

= 32 мм.

= 36 мм (М36х1,5).

Диаметр под подшипник:

= 40 мм.

Диаметр буртика подшипника:

принимаем


Для промежуточного вала:


где – момент на промежуточном валу,

где – момент на тихоходном валу, = 585.


мм → принимаем = 32 мм.

Координата фаски подшипника:

Размер фаски колеса:

Диаметр под подшипник:

принимаем = 25 мм.

принимаем = 36 мм.

ринимаем = 34 мм.


Для тихоходного вала (выходного) вала:


мм → принимаем d = 45 мм.

Высота заплечика:

Координата фаски подшипника: .

Размер фаски колеса:

Диаметр под подшипник:

принимаем = 55 мм;

ринимаем = 67 мм.


3.2. Выбор типа и схему установки подшипников.


Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов и коробок передач применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники. Первоначально назначают подшипники серии диаметров 2. Если при последующем расчете грузоподъемность подшипника окажется недостаточной, то принимают подшипники серии диаметров 3. При чрезмерно больших размерах шариковых подшипников в качестве опор валов цилиндрических колес применяют подшипники конические роликовые.

Конические и червячные колеса должны быть точно и жестко зафиксированы в осевом направлении. Шариковые радиальные подшипники характеризует малая осевая жесткость. Поэтому в силовых передачах для опор валов конических и червячных колес применяют конические роликовые подшипники, характеризуемые большой осевой жесткостью. Первоначально выбирают серию диаметров 2.






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.