1110 / рпз часть 1

титульник

Введение

В рамках данного проекта, необходимо разработать привод ленточного транспортера. Ленточный транспортер предназначен для непрерывной горизонтальной транспортировки штучных грузов.

Движение ленты осуществляется посредством вращения приводного барабана. Передача вращения на них осуществляется посредством цилиндрического двухступенчатого редуктора и асинхронного электродвигателя. Передача вращения от двигателя к редуктору осуществляется через упругую муфту. Соединение приводного и тихоходного валов осуществляется посредством упруго-предохранительной муфты. Приводная станция смонтирована на сварной раме транспортёра.

Электропитание осуществляется от сети переменного 3-х фазного тока с частотой 50 Гц и напряжением 380В. Расчетный ресурс 10000 часов при надежности подшипников качения 90%, зубчатых передач 98%. Изготовление серийное - 1000 штук в год.

1. 1. Анализ передаточного механизма

Расчет производится по формулам [1, c 5–10]

2. 1.1. Выбор электродвигателя

Исходные данные:

• = 4300 Н – окружная сила;

• = 1,2 м/с – скорость ленты;

• =315 мм – диаметр барабана;

Мощность на выходе:

_{КПД привода:} _общ = _ред  ²_муфты  _оп=

_где

_ред = 0,97 – КПД редуктора [1, таблица 1.1];

_м = 0,985 – КПД муфты [1, таблица 1.1];

_оп = 0,99 – КПД опор приводного вала [1, таблица 1.1];

Требуемая мощность электродвигателя:

Частота вращения выходного вала:

Требуемая частота вращения вала электродвигателя:

где – рекомендуемое передаточное отношение редуктора;

Исходя из мощности, требуемой частоты вращения, выбран электродвигатель АИР 112М4 ТУ 16–525.564–84 [1, таблица 24.9]. Мощность электродвигателя – P_э = 5,5 кВт, частота – n_э= 1432 .

Общее передаточное число редуктора:

3. 1.2. Анализ цилиндрического редуктора

Исходные данные:

• = 4300 Н – окружная сила;

• _м = 0,98 – КПД муфты;

• _оп = 0,99 – КПД опор приводного вала;

Вращающий момент на приводном валу:

Вращающий момент на тихоходной ступени редуктора:

2. Расчет зубчатых передач на ЭВМ

4. 2.1. Исходные данные для расчёта на ЭВМ

• Вращающий момент на тихоходном валу – 698,1 Нм;

• Частота вращения тихоходного вала – 72,8 мин^-1;

• Ресурс –10000 час;

• Режим нагружения – 2;

• Передаточное отношение редуктора – 19,67;

• Коэффициент ширины венца – 0,315;

• Степень точности – 8;

5. 2.2. Анализ результатов расчёта на ЭВМ

В результате вычислений были получены данные прил. А. Применение ЭВМ для расчета передач расширяет объем используемой информации, позволяет произвести расчеты с перебором значений наиболее значимых параметров: способа термической обработки или применяемых материалов (допускаемых напряжений), распределения общего передаточного числа между ступенями и др.

С учетом минимального межосевого расстояния при достаточно близком по величине отношении передаточных чисел ступеней и малой массы редуктора, выбираем вариант 6.

Итоговые данные приведены в прил. Б.

6. 3. Эскизное проектирование редуктора

7. 3.1. Предварительный расчёт валов

Предварительный расчет валов ведется по значениям нагружающих валы моментам по формулам [1, c.45].

Исходные данные: [Прил. Б.]

• T_Б = 36,9 Нм – вращающий момент на быстроходном валу;

• T_Пр = 182,6 Нм – вращающий момент на промежуточном валу;

• T_Б = 698,1 Нм – вращающий момент на тихоходном валу;

• r – координата фаски подшипника;

1. 3.1.1. Быстроходный вал

Расчетный диаметр концевого участка

примем d = 22 мм

_{диаметр под подшипник}

_{примем = 30 мм;}

_{диаметр буртика подшипника}

примем d_БП = 42 мм

где = 2,5 мм – высота заплечика [ГОСТ 7242-81];

Остальные размеры определяются конструктивно.

2. 3.1.2. Промежуточный вал

Расчетный диаметр посадочной поверхности колеса:

примем d_к = 42 мм

диаметр буртика колеса

_{диаметр под подшипник}

_{примем = 35 мм;}

_{диаметр под буртик подшипника}

Остальные размеры определяются конструктивно.

3. 3.1.3. Тихоходный вал

Расчетный диаметр концевого участка

примем d = 50 мм. По ГОСТ 12080-66:

l = 82 мм – длина концевого участка; = 4 мм – высота заплечика;

_{диаметр под подшипник}

_{чтобы можно было менять манжету и напрессовывать подшипник не выпрессовывая шпонку, примем dП = 60 мм.}

диаметр буртика подшипника

примем d_К = 70 мм.

Остальные размеры определяются конструктивно.

8. 3.2. Определение ориентировочного расстояния между деталями

Исходные данные: [Прил. Б.]

• = 245 мм– наружный диаметр колеса тихоходной ступени;

• =41 мм– наружный диаметр шестерни быстроходной ступени;

• = 150 мм – межосевое расстояние тихоходной ступени;

• = 110 мм – межосевое расстояние тихоходной ступени;

Расстояние между внешними поверхностями деталей передач:

Зазор между поверхностью колес и внутренними стенками корпуса:

Расстояние между торцевыми поверхностями колес:

Расстояние между поверхностью колеса тих-ой ступени и дном корпуса:

9. 4. Конструирование зубчатых колес

Передачи цилиндрические зубчатые косозубые. Шестерни выполнена заодно с валами. Колеса производим по схеме 5.3а [1], т.к. производство серийное. Расчеты производятся по формулам и рекомендациям [1, c.67-69].

10. 4.1. Тихоходная ступень

Исходные данные: [Пункт 3.1]

• d = d_K = 70 Нм – диаметр посадочной поверхности колеса;

Характерные размеры:

–ширина зубчатого венца b₂ = 47 мм [прил. Б];

–длина ступицы l_СТ = (0,8 … 1,5) d = (0,8 … 1,5) 70 = 54 … 105 мм;

выбираем l_СТ = 70 мм

–диаметр ступицы d_CT = 1,55⋅d = 1,55⋅70 = 108,8 мм;

по ряду стандартных размеров выбираем d_CT = 105 мм;

–фаска на торце зубчатого венца f = 1,5 мм;

–угол фаски α_Ф = 45°, т.к. твердость рабочей поверхности менее 350НВ;

–Ширина торца зубчатого венца S = 2,2⋅m+0,05⋅b₂ = 2,2⋅3+0,05⋅47 =

8,95 мм; По ряду стандартных размеров принимаем S = 9 мм;

–Толщина диска С ≈ 0,5(S+S_CT) = 0,5(9+17,5) = 13,25 мм;

где S_CT = 0,5(d_CT–d) = 0,5(105-70) = 17,5 мм;

по ряду стандартных размеров выбираем С = 14 мм;

11. 4.2. Быстроходная ступень

Исходные данные: [Пункт 3.1]

• d = d_K = 42 Нм – диаметр посадочной поверхности колеса;

Характерные размеры:

–ширина зубчатого венца b₂ = 35 мм [прил. Б];

–длина ступицы l_СТ = (0,8 … 1,5) d = (0,8 … 1,5) 42 = 33,6 … 63 мм;

выбираем l_СТ = 53 мм

–диаметр ступицы d_CT = 1,55⋅d = 1,55⋅42 = 65,1 мм;

по ряду стандартных размеров выбираем d_CT = 65 мм;

–фаска на торце зубчатого венца f = 1 мм;

–угол фаски α_Ф = 45°, т.к. твердость рабочей поверхности менее 350НВ;

–Ширина торца зубчатого венца S = 2,2⋅m+0,05⋅b₂ = 2,2⋅2+0,05⋅35 = 6,15 мм; По ряду стандартных размеров принимаем S = 6 мм;

–Толщина диска С ≈ 0,5(S+S_CT) ≥ 0,25 b₂ ≥ 0,25⋅38 = 9,5 мм;

по ряду стандартных размеров выбираем С = 10 мм;

12. 8. Проектирование корпуса, крышек и систем регулировки

Расчеты проведены по рекомендациям [1, глава 17]

Основные параметры корпуса:

толщина стенки корпуса;

толщина стенки крышки корпуса;

радиус скруглений внутренних стенок;

радиус скруглений наружных стенок;

Крепление крышки к корпусу

диаметр винтов крепления;

Выбираем винты М12 по ГОСТ 11738-84;

Для регулирования положения крышки относительно корпуса используем штифты с диаметром

Выбираем штифты диаметром 10 по ГОСТ 9464-79;

диаметр болтов крепления редуктора к раме транспортера.

Крышки выполняем закладными,

13. 9. Выбор смазки редуктора

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло.

Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Важно обеспечить надежную смазку тихоходной ступени, поэтому расчет ведется по большему из напряжений. Важно обеспечить надежную смазку тихоходной ступени, поэтому расчет ведется по большему из напряжений. Частота вращения промежуточного вала

Окружная скорость:

для данных параметров рекомендуемая кинематическая вязкость масла: 60 . Выбираем марку масла: И-Г-А-46.

• И – индустриальное

• Г – для гидравлических систем

• А – масло без присадок

• 46 – класс кинематической вязкости.

Подшипники смазываем тем же маслом. В связи с картерной системой смазывания они смазываются разбрызгиванием масла.

15. Список использованной литературы

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин» -11-е изд., стер., М., Академия, 2008.

2. Фомин М.В. «Методические указания по расчету на прочность приводных валов » М., Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2011.

3. Атлас по деталям машин. т. 1,2. Под ред. Решетова Д.Н. М., Машиностроение, 1992.

4. Иванов А.С., «Конструируем машины шаг за шагом, часть вторая». М., Издательство МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2003.

5. Ряховский О.А. «Справочник по муфтам», Л.: Политехника, 1991.