1.Введение.


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















































2.Кинематический расчет привода.


2.1.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, =3000 Н;

- скорость движения цепи , = 1,0 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;

= = 0,885 ;

Частота вращения вала электродвигателя:

где - частота вращения приводного вала;

- передаточное число конической передачи, ;

- передаточное число цилиндрической передачи

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 = 125 мм;

z - число зубьев звездочки, z = 8.



По справочным данным выбираем двигатель 112МВ6 / 950 , с требуемой мощностью Р = 4 кВт, номинальной частотой вращения, n = 950 об/мин, синхронная частота вращения – 1000 об/мин.


2.2. Определение передаточного отношения привода.

Передаточное отношение привода определяется по формуле:

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


2.3. 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.



3. 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 6.

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).































4. Разработка компоновочной схемы.


Коническо-цилиндрические редукторы обычно конструируют с разъемом корпуса по осям валов. Для этого последние располагают в одной плоскости. Такое исполнение наиболее удобно для сборки редуктора. Каждый из валов редуктора и со всеми расположенными на нем деталями можно собрать не зависимо от других валов и затем поставить в корпус. При необходимости осмотра или ремонта любой комплект вала может быть изъят из корпуса.


4.1. Расстояние между деталями передачи.

Что бы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор «а», мм :

где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передачи,

где - радиус делительной окружности шестерни тихоходной ступени, = 29,273 мм;

- диаметр делительной окружности колеса тихоходной ступени, = 221,455 мм;

- радиус делительной окружности колеса тихоходной ступени, = 90,000 мм.

L = 29,273 + 221,455 + 90,000 = 340,728 мм

Тогда зазор а равен

= 9,98 мм, принимаем а = 10 мм.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса:

b =

b =

4.2. Расчет диаметров валов.


Проведем расчет значений диаметров различных участков валов.


Для быстроходного (входного) вала:

где – момент на быстроходном валу, = 32,1

мм→ принимаем d = 25 мм;

Высота заплечика:

Координата фаски подшипника:

Размер фаски колеса:

= 30 мм.

= 33 мм (М33х1,5).

Диаметр под подшипник:

= 35 мм.

Диаметр буртика подшипника:

принимаем 1, с.47].

После вычерчивания вала находим расстояния:

а1=18,51 мм →

Принимаем а2=57 мм.

Для промежуточного вала:

где – момент на промежуточном валу,

где – момент на тихоходном валу, = 506 .


мм → принимаем = 36 мм.

Высота заплечика:

Координата фаски подшипника:

Размер фаски колеса:

Диаметр под подшипник:

принимаем = 30 мм.

принимаем = 42 мм.

Для тихоходного вала (выходного) вала:

мм → принимаем d = 40 мм.

Высота заплечика:

Координата фаски подшипника: .

Размер фаски колеса:

Диаметр под подшипник:

принимаем = 50 мм;

Посадочный диаметр ступицы:

принимаем = 60 мм.




5. Расчет подшипников качения.


5.1. Расчет подшипников быстроходного вала.

Предварительно назначаем роликовые конические радиально-упорные подшипники серии диаметров 2. Подшипник 7207А:

- грузоподъемность: кН.


5.1.1. Определение реакций в опорах.

Силы в зацепление:

- окружная сила;

радиальная сила;

- осевая сила;

;

;

;

Консольная сила на быстроходном валу будет равна нулю, т.к. отсутствует радиальное смещение валов – вал ЭД центрируется с входным валом редуктора (с помощью пояска).

Расчетная схема:

Нагрузки от сил в зацепление в плоскости XOY:

Нагрузки от сил в зацепление в плоскости YOZ:


Нагрузка от сил в зацепление:

Результирующие нагрузки в опорах будут равны реакциям от сил в зацеплении.

= 2336 + 0 = 2336 Н;

= 627 + 0 = 627 Н;


5.1.2. Расчет подшипника на заданный ресурс.


Данные для расчета:

= 950 об/мин; е = 0,37;

= 2336 Н;

= 627 Н;

= 1381 Н;

Для типового режима нагружения 2 коэффициент эквивалентности 0.63. Вычисляем эквивалентные нагрузки:

R1 = = 0.63 * 2336 = 1472 Н;

R2 = = 0.63 * 627 = 395 Н ;

= = 0.63 * 1381 = 870 Н;

Минимальные силы, необходимые для работы подшипников:

Тогда осевые силы нагружающие подшипники:

Находим эквивалентную нагрузку для первой опоры:

где

Находим эквивалентную нагрузку для второй опоры:

Определим ресурс подшипника:

где - коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от надежности, принимаем = 1 [1, с.117];


Случайные файлы

Файл
18351-1.rtf
122705.rtf
29402.rtf
153734.rtf
156145.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.