ДМ 311 4 вариант (РПЗ)

Посмотреть архив целиком



Содержание



Наименование раздела




Техническое задание

3


Введение

4

1

Кинематические расчёты

5

1.1

Выбор электродвигателя

5

1.2

Уточнение передаточных чисел привода

6

1.3

Определение вращающих моментов на валах привода

6

2

Расчет зубчатых передач

6

3

Эскизное проектирование

9

3.1

Предварительный расчет валов

9

3.2

Расстояния между деталями передач

10

3.3

Выбор типов подшипников

10

3.4

Схемы установки подшипников

11

4

Расчёт подшипников

11

4.1

Расчёт подшипников на быстроходном валу

11

4.2

Расчёт подшипников на промежуточном валу

15

4.3

Расчёт подшипников на тихоходном валу

18

4.4

Расчёт подшипников на приводном валу

22

5

Выбор посадок подшипников

25

6

Проверочный расчёт валов

25

6.1

Расчёт тихоходного вала на прочность

28

6.2

Расчёт промежуточного вала на прочность

36

6.3

Расчёт быстроходного вала на прочность

40

6.4

Расчёт приводного вала на прочность

44

7

Расчёт соединений


47

47


7.1

Шпоночные соединения

47

7.1.1

Шпоночное соединение быстроходного вала с муфтой

47

7.1.2

Шпоночное соединение тихоходного и приводного вала с муфтой

48

7.1.3

Шпоночное соединение приводного вала со звездочкой

49

7.2

Соединения с натягом

50

7.2.1

Соединение с натягом колеса и тихоходного вала

50

7.2.2

Соединение с натягом колеса и промежуточного вала

52

8

Выбор способов смазывания и смазочных материалов

54

9

Расчёт муфт

56

9.1

Расчет и конструирование комбинированной муфты

56

9.2

Расчет упругой муфты

59

10


12

Список литературы


Приложения

61













































Техническое задание.







Введение.


Целью выполнения курсового проекта является спроектировать привод цепного транспортера.

Цепной транспортёр - машина непрерывного транспорта для горизонтального перемещения штучных грузов, устанавливаемая в отапливаемом помещении. Проектируемый привод цепного транспортёра состоит из асинхронного электродвигателя с цилиндрическим двухступенчатым редуктором, а также из приводного вала с двумя звёздочками для тяговой цепи по ГОСТ 588-81 с упруго-предохранительной муфтой.

Составными частями привода являются асинхронный электродвигатель, цепная передача, двухступенчатый цилиндрический редуктор, упруго предохранительная муфта, приводной вал.

Устройство привода следующее: вращающий момент передается с электродвигателя на входной вал редуктора с муфты; с выходного вала редуктора через упруго-предохранительную муфту на приводной вал.

Требуется выполнить необходимые расчеты, выбрать наилучшие параметры схемы и разработать конструкторскую документацию, предназначенную для изготовления привода:

  • чертеж общего вида редуктора (на стадии эскизного проекта);

  • сборочный чертеж редуктора (на стадии технического проекта);

  • рабочие чертежи деталей редуктора;

  • чертеж общего вида упругой муфты;

  • чертеж общего вида привода;

  • расчетно-пояснительную записку и спецификации;

1. Кинематический расчет.


Для проектирования цепного транспортера, прежде всего, необходимо выбрать электродвигатель. Для этого определяем мощность, потребляемую движущим устройством, оцениваем КПД привода. Далее уточняем передаточные отношения редуктора, подсчитываем вращающие моменты на валах привода. Таким образом, будут определены исходные данные для расчета передач.


1.1. Выбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя определяют его требуемую мощность и частоту вращения.

Потребляемую мощность (кВт) привода (мощность на выходе) находим по формуле:

,где Ft- окружная сила, Н,

v - скорость ленты транспортёра, м/с.

Требуемая мощность электродвигателя:

, где - общий КПД.

, где

- КПД зубчатой передачи, - КПД муфты, - КПД подшипников,

, тогда:

,

Частота вращения вала электродвигателя:,,

где uБ и uТ,- передаточные числа тихоходной и быстроходной ступеней цилиндрического двухступенчатого редуктора, uц- передаточное число цепной передачи. По таблице 1.2 [1, с.7] выбираем uБ=4.075, uТ= 4.05, uц= 1.5.

Предварительно вычислим частоту вращения , мин-1 приводного вала.

, где - делительный диаметр тяговой звездочки, мм.

, в нашем случае ,

Тогда мин-1.

Определим частоту вращения вала электродвигателя:

мин-1

По таблице 24.9 [1, с.459] выбираем электродвигатель: АИР132S6/960, мощностью P=5.5 кВт, nэ.тр= 960 мин-1

1.2 Уточнение передаточных чисел привода.

После выбора электродвигателя уточняют передаточное число привода,

.

В нашем случае .

По формулам из таблицы 1.3 [1, с.9] получаем

,



1.3 Определение вращающих моментов на валах привода.

Определим момент на приводном валу:

Нм,

тогда вращающий момент на тихоходном валу.

Нм.

Полученные величины используются для расчета передач на ЭВМ


2. Расчет зубчатых передач

Данные для расчёта параметров цилиндрических зубчатых передач на ЭВМ и расчёт параметров цилиндрических зубчатых передач на ЭВМ. Для расчета цилиндрического, двухступенчатого редуктора выполненного по развернутой схеме на ЭВМ подготовим следующие исходные данные:


Вращающий момент на тихоходном валу, Нм 1125.3

Частота вращения тихоходного вала, мин-1 41.2 Ресурс, час 11000

Режим нагружения III

Передаточное отношение редуктора 23.1

Коэффициент ширины венца 0.315



Анализ результатов расчёта ЭВМ

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.

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 проектного расчета и полученные результаты на ЭВМ по которым, исходя из оптимального соотношения массы редуктора, межосевого расстояния, способа термообработки, стоимости и соотношения передаточных чисел ступеней был выбран следующий вариант: вариант №15. (Приложение I)






















































Рис. 1 Варианты для конструктивной проработки

3.Эскизное проектирование.


3.1 Предварительный расчет валов

Вращающий момент на быстроходном валу ТБ= 54.7 Нм

Вращающий момент на тихоходном валу ТТ=1225.3 Нм

Предварительные значения диаметров (мм) различных участков валов определяем по формулам:


Для быстроходного вала: мм

Принимаем диаметр быстроходного вала d=32мм

Тогда диаметр вала под подшипник: мм



Для тихоходного вала расчет проводится аналогично:

Для тихоходного вала:

Принимаем диаметр тихоходного вала d=63 мм

Тогда диаметр вала под подшипник: , где

tцил- высота заплечика [1, с.46]

Принимаем: dП= 70 мм

Диаметр вала под зубчатое колесо:

Где r-координата фаски подшипника [1, с.46]

Принимаем: dк= 80 мм


Расчеты для промежуточного вала:

Из расчета на ЭВМ принимаем TПР= Нм

Диаметр вала под колесо:

Принимаем: dк =45 мм.

Диаметр вала под подшипник:

Принимаем: dП =35 мм.


    1. Расстояния между деталями передач

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

Согласно приведённой в техническом задании схеме находим приближённо

Тогда .

Округляем полученное значение до

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колёс

.

Расстояние между торцовыми поверхностями колёс редуктора

принимаем .


    1. Выбор типов 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 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.


Для опор приводного вала, имеющего значительную длину, назначаем сферические двухрядные подшипники, допускающие большой взаимный перекос колец.






3.4 Схемы установки подшипников


Схема установки подшипников «враспор» конструктивно наиболее проста. Ее широко применяют при относительно коротких валах.

4. Расчёт подшипников

4.1. Расчёт подшипников на быстроходном валу.

Рис. 2 Схема расчета опор быстроходного вала


l1=45 мм; l2=108 мм; l3=72 мм; r=20.3 мм

Силы, действующие в зацеплении:

Fr= 985.0 H- радиальная нагрузка в зацеплении на Быстроходной ступени,

Fа= 472.9 H- осевая сила,

Ft= 2664.6 Н- окружная сила.

, где

Fk- консольная сила от муфты на валу. [1, с 108]

Δ= 0.3 мм [1, с 108]


Определяем реакции опор от сил, действующих в зацеплении:

Из суммы проекций сил на ось y находим .

Из суммы проекций сил на ось z находим .

Определим суммарные реакции опор:

Учитывая реакции он консольной силы, найдем следующее:

Найдем суммарные реакции опор:

Для типового режима нагружения(III) коэффициент эквивалентности KE=0,56

Получается, что опора 1 более нагружена, следовательно, дальнейший расчет ведем по ней.


Предварительно назначаем подшипник 207:

Сr=25500Н, C0r=13700Н, a=0 ,0 D=72 мм, d=35 мм



Определяем коэффициенты X, Y и е:


По таблице 7.1 1 [1, c.104]:

α=0 – тип радиальный

X=0.56; Y= 1.99; e= 0.22

Отношение Fa/(VFr)= 265/(1*1137)= 0.23, что больше e=0.22 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем X=0.56, Y=1.99.

Вычислим эквивалентную динамическую нагрузку:

Принимаем

KБ=1.4( умеренные толчки, вибрационная нагрузка, кратковременная перегрузка до 150%.)-коэффициент динамичности нагрузки

КТ=1 (tраб<1000,[1, c.162 табл. 7.6])-температурный коэффициент


Находим,


Проводим расчет на заданный ресурс.

Ресурс при заданной вероятности отказа

Где коэффициент безотказной работы [табл. 7.7 , с.117] коэффициент, зависящий от условий работы [с.117], n - частота вращения кольца, k=3, для шарикового подшипника.


Отсюда ресурс

Так как расчётный ресурс больше требуемого, то предварительно назначенные подшипники 207 пригодны. При требуемом ресурсе надёжность выше 90%.

Проверка на статическую грузоподъемность

Где - коэффициент радиальной статической нагрузки, - коэффициент осевой статической нагрузки [табл. 7.3 , с.106]

Для шариковых радиальных однорядных подшипников

Статическая прочность обеспечена.













4.2 Расчет подшипников на промежуточном валу.


Рис. 3 Схема расчета опор промежуточного вала


l1=46 мм; l2=55; l3=53 мм; r1=36мм; r2=112 мм

Силы, действующие в зацеплении:

Для тихоходной ступени.

F1r= 3309.6 H- радиальная нагрузка

F1a= 1899.4 H- осевая сила,

F1t= 8892.4 Н- окружная сила.

Для быстроходной.

F2r= 985.0 H- радиальная нагрузка

F= 472.9 H- осевая сила,

F2t= 2664.7 Н- окружная сила.


Определяем реакции опор от сил, действующих в зацеплении:

Определим суммарные силы:

Для типового режима нагружения(III) коэффициент эквивалентности KE=0,56

Получается, что опора 2 более нагружена, следовательно, дальнейший расчет ведем по ней.

Предварительно назначаем подшипник 207:

Сr=25500Н, C0r=15300Н, a=0 ,0 D=72 мм, d=35 мм


Определяем коэффициенты X, Y :

X=1, Y=0.

Вычислим эквивалентную динамическую нагрузку:

Принимаем

KБ=1.4( умеренные толчки, вибрационная нагрузка, кратковременная перегрузка до 150%.)

КТ=1 (tраб<1000, табл. 7.6)


Находим,


Проводим расчет на заданный ресурс.

Ресурс при заданной вероятности отказа

Где коэффициент безотказной работы [табл. 7.7 , с.117] коэффициент, зависящий от условий работы [с.117], n - частота вращения кольца, k=3, для шарикового подшипника.


Отсюда ресурс


Так как расчётный ресурс больше требуемого, то предварительно назначенные подшипники 207 пригодны. При требуемом ресурсе надёжность выше 90%.


Проверка на статическую грузоподъемность

Где - коэффициент радиальной статической нагрузки, - коэффициент осевой статической нагрузки [табл. 7.3 , с.106]

Для шариковых радиальных однорядных подшипников

Статическая прочность обеспечена.


4.3 Расчет подшипников на тихоходном валу

Расчетная схема.

Рис. 4 Схема расчета опор тихоходного вала

l1=56 мм; l2=103; l3=108 мм; r=141 мм

Силы, действующие в зацеплении:

Fr= 3309.6 H - радиальная нагрузка

Fa= 1899.4 H - осевая сила,

Ft= 8892.4 Н - окружная сила.

, где

Fk- консольная сила от муфты на валу. [1, с 108]

Δ= 0.7 мм [1, с 108]


Определяем реакции опор от сил, действующих в зацеплении:


Из суммы проекций сил на ось y находим .


Из суммы проекций сил на ось z находим .


Определим суммарные реакции опор:

Учитывая реакции он консольной силы найдем следующее:

Из суммы проекций сил на ось y находим .

Найдем суммарные реакции опор:

Для типового режима нагружения(III) коэффициент эквивалентности KE=0,56

Получается, что опора 1 более нагружена, следовательно, дальнейший расчет ведем по ней.


Предварительно назначаем подшипник 214:

Сr=61800Н, C0r=37500Н, a=0 ,0D=125 мм, d=70 мм


Определяем коэффициенты X, Y и е:


По таблице 7.1 стр 104:

α=0 – тип радиальный

X=0.56; Y= 1.99; e= 0.22

Отношение Fa/(VFr)= 1063.4/(1*3212.7)= 0.33, что больше e=0.22 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем X=0.56, Y=1.99.

Вычислим эквивалентную динамическую нагрузку:

Принимаем

KБ=1.4( умеренные толчки, вибрационная нагрузка, кратковременная перегрузка до 150%.)

КТ=1 (tраб<1000, табл. 7.6)


Находим,



Проводим расчет на заданный ресурс.

Ресурс при заданной вероятности отказа

Где коэффициент безотказной работы [табл. 7.7 , с.117] коэффициент, зависящий от условий работы [с.117], n - частота вращения кольца, k=3, для шарикового подшипника.


Отсюда ресурс

Так как расчётный ресурс больше требуемого, то предварительно назначенные подшипники 214 пригодны. При требуемом ресурсе надёжность выше 90%.


Проверка на статическую грузоподъемность

Где - коэффициент радиальной статической нагрузки, - коэффициент осевой статической нагрузки [табл. 7.3 , с.106]

Для шариковых радиальных однорядных подшипников

Статическая прочность обеспечена.











4.4 Расчёт подшипников на приводном валу