ДМ 2 - 5 вариант9 (пояснительная записка)

Посмотреть архив целиком

Министерство образования и науки Российской Федерации

Московский ордена Ленина, ордена Октябрьской революции,

ордена Трудового Красного Знамени

Государственный технический университет им. Н.Э. Баумана

Факультет «Роботехника и комплексная автоматизация»

Кафедра «Детали машин»







Расчетно-пояснительная записка

Привод ленточного конвейера

ДМ2-05.00.00 ПЗ









Студент:

Консультант:

Салахиев И.Н., гр. РК9-61

Шешулина Н.Б., каф. РК-3









Москва 2014г.

Оглавление

1. Кинематический расчет. 2

1.1 Подбор электродвигателя. 2

2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи. 3

2.1. Подготовка исходных данных для расчета на ЭВМ. 3

2.2.Анализ результатов расчета на ЭВМ и выбор варианта для конструктивной проработки. 3

3. Предварительный расчет валов. 4

3.1. Быстроходный вал (вал шестерня). 4

3.2 Промежуточный вал 5

3.3. Тихоходный вал 6

4. Расстояния между деталями передач. 6

5. Выбор типа подшипников и их расчет 6

5.1. Выбор типа подшипников 6

5.2 Расчет подшипников 7

6. Конструирование зубчатых колес 16

7. Расчет соединений 17

7.1 Соединение входного вала редуктора с муфтой. 18

7.2 Соединение выходного вала редуктора с муфтой. 18

7.3 Расчет соединений с натягом. Подбор посадок. 18

8. Расчет валов на прочность 20

8.1. Быстроходный вал 20

8.2. Промежуточный вал 23

8.3. Тихоходный вал 25

9. Выбор смазочных материалов 28

10. Расчет муфт 28

10.1 Упругая муфта с торообразной оболочкой 28

10.2 Муфта со стальными стержнями. 29

Список использованной литературы: 31








1. Кинематический расчет.

1.1 Подбор электродвигателя.

Окружная скорость барабана - V=0,7 м/с

Требуемая мощность приводного вала:

Общий коэффициент полезного действия редуктора

𝜂цил.=0,97−КПД цилиндрической передачи [1]стр.7 табл.1.1

Необходимая мощность электродвигателя:

Частота вращения приводного вала:

Частота вращения вала электродвигателя:

где передаточное число редуктора

передаточное число редуктора

Необходимо отдавать предпочтение электродвигателям с более высокой частотой вращения, так как при этом будут минимальные габариты.

Рекомендуемое передаточное отношение редуктора: [1],стр.7 табл.1.2

Тогда рекомендуемая частота вращения вала электродвигателя равна

Следовательно, выбираем двигатель с частотой 1000 об/мин. По табл. 24.9[3,стр 459]

выбираем электродвигатель АИР132S6/960, мощностью Р=5,5кВТ.

Диаметр вала - 38мм, длина концевого участка вала - 80мм.

1.2 Определение частот вращения и моментов на валах

Из приложения:

Вращающий момент на быстроходном валу, Нм – 37.7

На промежуточном валу, Нм – 207

На тихоходном валу, Нм – 996

2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи.

2.1. Подготовка исходных данных для расчета на ЭВМ.

Для расчета цилиндрического, двухступенчатого редуктора выполненного по развернутой схеме на ЭВМ подготовим следующие исходные данные:



Вращающий момент на тихоходном валу, Нм

Частота вращения тихоходного вала, мин-1

Ресурс, час

Режим нагружения

Передаточное отношение редуктора

Коэффициент ширины зубчатого венца

Степень точности

Коэффициент запаса по изгибной прочности

Минимально допустимое число зубьев шестерни

996

37.7

10000

3

26.5

0.315

8

2.2

12



2.2.Анализ результатов расчета на ЭВМ и выбор варианта для конструктивной проработки.

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

По рассчитанным данным ищется оптимальный вариант конструкции, учитывающий минимальную массу редуктора и габариты. Также необходимо учитывать следующее требование: зубчатые колеса обоих ступеней должны погружаться в масляную ванну примерно на одинаковую глубину.

В приложении приведены данные проектного расчета и полученные результаты на ЭВМ по которым, исходя из оптимального соотношения массы редуктора, межосевого расстояния, способа термообработки и диаметра вершин зубчатых колёс быстроходной и тихоходной ступени был выбран следующий вариант:



Вариант №9:

Твердости колес, HRC

Шестерни

Колеса

Коэффициент ширины зубчатого венца

Отношение передаточных чисел ступеней

Межосевое расстояние, мм

Диаметр впадин быстроходной шестерни, мм

Диаметры вершин колес, мм

Тихоходной ступени

Быстроходной ступени

Массы, кг

Механизма

Колес



59.0

59.0

0.315

1.3

137.85

36.86



233.91

237.58



65

14

3. Предварительный расчет валов.

Исходные данные:

ТБ = 37.9 Нм – вращающий момент на быстроходном валу,

ТПР = 212 Нм - вращающий момент на промежуточном валу,

ТТ = 996 Нм - вращающий момент на тихоходном валу,

Проведем предварительные оценки значений диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора и округлим их до стандартных значений.

Предварительные значения диаметров различных участков валов:

3.1. Быстроходный вал (вал шестерня).

Схема быстроходного вала приведена на Рис.1.

Примем dП = 30мм

Рис.1

3.2 Промежуточный вал

Схема промежуточного вала приведена на Рис.2.

Примем dБК = 45мм

Примем dП = 35мм

Рис.2

3.3. Тихоходный вал

Схема тихоходного вала приведена на Рис.3.

Примем dП = 60мм

Примем dБП = 70мм

Рис.3

4. Расстояния между деталями передач.

Чтобы поверхности вращающихся колёс не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор , где L -расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм.

Для выбранного типа редуктора из соображений достижения наименьших габаритов

допустимо принять зазор а=10 мм.

5. Выбор типа подшипников и их расчет

5.1. Выбор типа подшипников

В соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин тип подшипника выбираем по следующим рекомендациям:

Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колёс редукторов применяем шариковые радиальные однорядные подшипники. Первоначально назначаем подшипники лёгкой серии. Если при последующем расчёте грузоподъёмность подшипника окажется недостаточной, то принимаем подшипники средней серии. При чрезмерно больших размерах шариковых подшипников в качестве опор валов цилиндрических колёс применяем подшипники конические роликовые.





5.2 Расчет подшипников

Быстроходный вал

Исходные данные:

d=30мм, dw=41.614, n=1021.8 об/мин ,T=37.9 Нм

Рис.4

Режим нагружения – 3 => KE = 0.56

Назначаем радиально-упорный роликовый подшипник 7206А ГОСТ 27365-87 Рис.4.

Рис.5

Его параметры По табл. 24.16[1,стр 465] :

d=30 D=62 Тнаиб..=17.5 B=16 C=14 r1=1 r2=1 Cr=38.0 C0r=25.5 e=0.37 Y=1.6 Y0=0.9

Силы, действующие на подшипники:

Назначим схему установки враспор

Пример показан на Рис.6

Рис.6




Реакции опор определяем из уравнения равновесия: сумма моментов внешних сил относительно рассматриваемой опоры и момента реакции в другой опоре равна нулю.

Найдем осевую силу действующую на подшипники:

и

Для нормальной работы радиально-упорных подшипников в каждой опоре осевая сила, нагружающая подшипник, должна быть не меньше минимальной:

H и

Рис.7

Найдем наиболее нагруженный подшипник из эквивалентной динамической радиальной нагрузки:

=> X=1, Y=0

=> X=0.4, Y=1.6

Наиболее нагружен второй подшипник

по табл. 7.6[1,стр 118]

Ресурс:

Вывод: данный подшипник пригоден к использованию при требуемом ресурсе надежности выше 90%

Здесь в расчетах:

a1 – коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от надежности. Принимаем равным 1 по табл. 7.7 [1 стр.119]

a23 - коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств подшипника равен 0.7 [1, стр.119]

V - коэффициент вращения кольца, V = 1, так как вращается внутреннее кольцо,

KБ - коэффициент безопасности

Kt - температурный коэффициент, Kt = 1, так как t < 100˚C.

R и Fa - радиальные и осевые силы действующие на подшипник

FK - консольная сила

X и Y - коэффициенты радиальных и осевых нагрузок

Промежуточный вал

Исходные данные:

d=35мм, dwш=47.385, dwш=234.078, n=212 об/мин, T=210.9 Нм



Режим нагружения – 3 => KE = 0.56


Назначаем радиально-упорный роликовый подшипник средней серии 7307А ГОСТ 27365-87 Рис.8.

Рис.8

Его параметры По табл. 24.16[1,стр 465] :

d=35 D=80 Тнаиб..=23 B=21 C=18 r1=2 r2=1.5 Cr=68.2 C0r=50.0 e=0.31 Y=1.9 Y0=1.1

Силы, действующие на подшипники:

Назначим схему установки враспор

Рис.9

Рис.10

Реакции опор определяем из уравнения равновесия: сумма моментов внешних сил относительно рассматриваемой опоры и момента реакции в другой опоре равна нулю.

Найдем осевую силу действующую на подшипники:

и

Для нормальной работы радиально-упорных подшипников в каждой опоре осевая сила, нагружающая подшипник, должна быть не меньше минимальной:

H и

Рис.11

Найдем наиболее нагруженный подшипник из эквивалентной динамической радиальной нагрузки:

X=1, Y=0

=> X=0.4, Y=1.6

Наиболее нагружен второй подшипник

по табл. 7.6[1,стр 118]

Ресурс:

Вывод: данный подшипник пригоден к использованию при требуемом ресурсе надежности выше 90%


Случайные файлы

Файл
125548.rtf
15133-1.rtf
131910.rtf
93015.rtf
~$Титул.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.