Реферат

Данный курсовой проект состоит из пояснительной записки и графической части. В пояснительной записке приведен расчет привода подвесного конвейера, выполненный на 45 листах, в которых подробно расписана методика кинематического расчета привода и выбора электродвигателя, приведен проектный расчет на прочность зубчатых передач, расчет вала на прочность, кроме этого расчет шпоночных соединений и расчет подшипников качения.

Графическая часть содержит:

• лист формата А0 – сборочный чертеж редуктора;

• лист формата А2 – чертеж тихоходного вала;

• лист формата А2 – чертеж зубчатого колеса;

Содержание

1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя.……………….5

   1. Выбор электродвигателя…………………………..….……………….…...5

   2. Кинематический расчет привода………………..….……………………...7

2. Проектный расчет на прочность зубчатой передачи редуктора….………10

   1. Выбор материала шестерни и колеса……………………………….……10

   2. Определение допускаемых напряжений……………..……………..…10

      1. Допускаемые контактные напряжения…………………………....11

      2. Допускаемые напряжения изгиба зуба……………….……………13

   3. Проектный расчет на прочность закрытой цилиндрической зубчатой передачи редуктора………....................……………………….15

3. Определение компоновочных размеров редуктора…………………………25

4. Расчет шпоночного соединения под колесом на тихоходном валу редуктора………………………………………………………………............29

5. Расчет тихоходного вала редуктора……….…...…………………………….32

6. Выбор подшипников качения………………...………………………………40

Список использованной литературы………………….....…………………..44

Приложение………………………………………..………………………….45

1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

Проектирование приводных устройств начинается с кинематического расчета привода, задачей которого является выбор по каталогу электродвигателя, определение общего передаточного числа привода и разбивка его по отдельным ступеням передач согласно кинематической схеме. Заключительным этапом этого расчета является определение основных кинематических (частот вращения валов) и силовых (мощностей и вращающих моментов на валах) характеристик привода.

1. Выбор электродвигателя

Электродвигатель подбирается по каталогу по требуемой мощности в соответствии с режимом эксплуатации машины.

Определяем потребную мощность двигателя [1, с. 6, ф 1.2]:

где - мощность на 4-ом валу;

- общий КПД привода.

Определяем общий КПД привода [1, c 6]:

,

где – КПД пары подшипников; – КПД закрытой зубчатой передачи; – КПД муфты соединительной; – КПД конической передачи.

Принимаем по таблице 1.1 [1, с. 6]:

; ; ; .

Тогда,

Следовательно,

Проводим оценку кинематических возможностей привода [1, с. 11, ф 1.7]:

Принимаем по таблице 1.2 [1, с 8, т 1.2]

)

Таким образом,

Определяем частоту вращения выходного вала по формуле:

где - скорость тяговой цепи, ; –диаметр делительной окружности тяговой звездочки, мм;

Тогда

Тогда,

Определяем диапазон частот вращения двигателя:

Тогда,

После этого, из таблицы 1.3 [1, с 8-9] подбираем электродвигатель с мощностью и частотой вращения вала , близкими к полученным и . При этом должна быть равна или больше требуемой.

Можно выбрать электродвигатель меньшей мощности. Тогда он будет работать с перегрузкой [1, с 7, ф 1.5]:

где – перегрузка 5 – 8 % при постоянной нагрузке и 10 – 12 % при переменной.

Выбираем из таблицы 1.3 [1, с 8 – 9] двигатель с синхронной частотой марки мощностью и .

2. Кинематический расчет привода

После окончательного выбора определяем общее передаточное число привода [1, с. 11, ф 1.6]:

Тогда,

Полученное расчетом общее передаточное число распределяем между ступенями передач.

В соответствии с рекомендациями [1, с. 10 – 14]:

принимаем

.

Тогда,

Принимаем ближайшее стандартное значение из ряда [1, с.14]:

Следовательно,

Окончательно распределив общее передаточное число привода по степеням, определяют его расчетное значение . При этом отклонение его от требуемого не должно превышать 4%:

Тогда,

– условие выполняется.

Определяем частоты вращения валов [1, с. 24]:

Определяем мощность на валах [1, с. 24]:

Определяем вращающие моменты на валах по формуле [1, с. 24]:

Тогда,

Рисунок 1 – Схема передачи.

2. Проектный расчет на прочность зубчатой передачи редуктора

Целью проектного расчета является определение геометрических размеров передачи, обеспечивающих работоспособность и надежность при заданных условиях эксплуатации и заданном ресурсе. Исходные данные для проектного расчета принимаются по результатам кинематического расчета привода (рис. 1). При расчете необходимо учитывать экономические факторы.

1. Выбор материала шестерни и колеса

Для редукторов шестерни и колеса следует изготовлять из одинаковых марок стали, с термообработкой по 2-м вариантам[1, с. 30].

Из таблицы 2.1 [1, с. 30] выбираем материал для шестерни и колеса – , с термообработкой: улучшение зубьев колеса ; улучшение и закалка ТВЧ зубьев шестерни

2. Определение допускаемых напряжений

Допускаемые напряжения при расчетах на контактную и изгибную выносливость необходимо определять с учетом режима нагружения зубьев и требуемого ресурса передачи .

По заданию: режим нагружения зубьев переменный (рис. 2), с требуемым ресурсом .

Рисунок 2 – Переменный режим нагружения.

1. Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса по общей формуле [1, с. 32, ф 2.1]:

,

где – длительный предел контактной выносливости, определяемый по таблице 2.2 [1, с. 33] в зависимости от материала зубчатого колеса и вида термической обработки по среднему значению твердости поверхностей зубьев , равной полу сумме верхнего и нижнего значений их твёрдости, взятых из таблицы 2.1[1,с.30]:

Тогда,

– коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей; при (притирка и обкатка) ; при (шлифование) ; при (фрезерование) .

Принимаем

– коэффициент влияния скорости: при повышении скорости увеличивается толщина масляного слоя на зубьях, что позволяет уменьшить трение. При скорости до и твердости менее ; при твёрдости больше

Принимаем

– коэффициент запаса контактной прочности, принимаемый из таблицы 2.2 [1, с. 32].

Принимаем

– коэффициент долговечности, учитывающий режим нагружения и требуемый ресурс подачи, принимаемый в пределах ( для материалов с однородной структурой, для упрочненных материалов).

– число циклов нагружения зуба, соответствующее перелому кривой усталости .

Тогда,

принимаем

– требуемый ресурс рассчитываемого зубчатого колеса в циклах. При постоянном режиме нагружения (см. рис. 2) [1, с. 33, ф 2.2]

,

где – число вхождений в зацепление зуба (см. рис. 2.2), принимаемый: ; – число оборотов и – требуемый ресурс долговечности.

Тогда,

Определяем коэффициент долговечности:

Принимаем

Тогда,

Для косозубых передач с твердостью колеса Н₂ <350 НВ и твердостью шестерни Н₁ > 350 НВ расчетное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:

Это напряжение не должно превышать

Принимаем допускаемое контактное напряжение