124507 (690041)

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла

Содержание

1. Кинематический и энергетический расчёт привода……………....……..2

2. Расчёт передач редуктора……………………………………………….…4

3. Расчёт цепной передачи…………………………………………………..12

4. Предварительный расчёт валов…………………………………...……...16

5. Определение конструктивных размеров зубчатых колёс и корпуса…..18

6. Эскизная компоновка редуктора…………………………………...…….20

7. Подбор подшипников……………………………………………..……...22

8. Проверка прочности шпоночных соединений………………...………...32

9. Проверочный расчёт валов редуктора…………………………...………33

10. Выбор муфты…………………………………………………...…………45

11. Смазка редуктора………………………………………………...……….46

12. Сборка редуктора……………………………………………………...….47

Библиографический список ………………………………………….............…49

1. Кинематический и энергетический расчёт привода

Определяем требуемую мощность электродвигателя на основании исходных данных.

где N = 1,7 кВт – мощность на ведомом валу привода;

- КПД привода, равный произведению частных КПД;

где по [1, табл. 1.1]

Ц. = 0,9 – КПД цепной передачи,

1,2 = 0,97 – КПД закрытой зубчатой передачи с цилиндрическими колёсами,

П. = 0,99 – КПД в подшипниках.

При выборе электродвигателя учитываем возможность пуска транспортёра с полной загрузкой. Поэтому выбираем двигатель с повышенным пусковым моментом. По требуемой мощности подходит двигатель АИР112МА8 Nдв.=2,2 кВт, n =750 об/мин.

Передаточное отношение

где nдв. = 750 об/мин. – частота вращения выбранного электродвигателя,

n = 30 об/мин. – частота вращения ведомого вала.

Намечаем, ориентируясь на [1, табл. 1.2] частные передаточные числа: цепной передачи редуктора .

Разбираем общее передаточное отношение редуктора i: принимаем для быстроходной ступени iБ =4 и для тихоходной iТ =2,5.

Определяем угловые скорости и частоты вращения валов:

Ведущий вал редуктора

;

Промежуточный вал редуктора

Ведомый вал редуктора

Вал барабана

Вращающие моменты на валах определим, исходя из требуемой мощности электродвигателя:

2. Расчёт передач редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками. По [1, табл. 3.3] принимаем для шестерен сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ 230; для колёс сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ 200.

Рассчитываем допускаемые контактные напряжения

где =2НВ+70 – предел контактной выносливости при базовом числе циклов по [1, табл. 3.2];

KHL =1 – коэффициент долговечности при длительной эксплуатации редуктора;

[n]H =1,15 – коэффициент запаса прочности.

Принимаем по [1, табл. 3.1] значения коэффициента нагрузки для случая несимметричного расположения колёс .

Коэффициенты ширины венцов по межосевому расстоянию для быстроходной ступени baБ =0,25 и для тихоходной baТ =0,4.

Расчёт тихоходной ступени

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

где KН =1,25 – коэффициент нагрузки для несимметричного расположения

колёс по [1, табл. 3.1];

baT =0,4 – коэффициент ширины венцов по межосевому расстоянию.

Принимаем по стандарту аТ =140 мм.

Нормальный модуль

По СТ СЭВ 310-76 принимаем мм.

Принимаем предварительный угол наклона зубьев =10 и определяем числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем z3=28.

Тогда .

Уточняем значения угла :

; .

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные

проверка:

Диаметры вершин зубьев:

Ширина колеса

Ширина шестерни

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колёс тихоходной ступени

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности. Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений

где КН =1,072 – по [1, табл. 3.5];

КН =1,06 – по [1, табл. 3.4];

КН =1 – по [1, табл. 3.6].

Проверяем контактные напряжения:

Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени:

Окружная

Радиальная

Осевая

Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба:

где - коэффициент нагрузки,

здесь KF =1,12 по [1, табл. 3.7];

KFv =1,15 по [1, табл. 3.8];

YF =3,611 – коэффициент формы зуба;

Допускаемое напряжение и отношения

где - предел выносливости при отнулевом цикле

изгиба;

- коэффициент запаса прочности по [1, табл. 3.9];

- коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми;

KF =0,75.

Проверяем зуб колеса .

Расчёт быстроходной ступени

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

где KН =1,25 – коэффициент нагрузки для несимметричного расположения колёс по табл. 3.1 [1];

baБ =0,25 – коэффициент ширины венцов по межосевому расстоянию.

Принимаем по стандарту аБ =125 мм.

Нормальный модуль

По СТ СЭВ 310-76 принимаем мм.

Принимаем предварительный угол наклона зубьев = 10 и определяем числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем z1=22.

Тогда .

Уточняем значения угла :

; .

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные

проверка:

Диаметры вершин зубьев:

Ширина колеса

Ширина шестерни

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колёс быстроходной ступени

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности. Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений

где КН =1,07 – по [1, табл. 3.5];

КН =1,09 – по [1, табл. 3.4];

КН =1 – по [1, табл. 3.6].

Проверяем контактные напряжения:

Силы, действующие в зацеплении быстроходной ступени:

Окружная

Радиальная

Осевая

Проверка зубьев быстроходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба:

где - коэффициент нагрузки,

здесь KF =1,07 по [1, табл. 3.7];

KFv =1,15 по [1, табл. 3.8];

YF =3,605 – коэффициент формы зуба;

Допускаемое напряжение и отношения

где - предел выносливости при отнулевом цикле

изгиба;

- коэффициент запаса прочности по [1, табл. 3.9];

- коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми;

KF =0,75.

Проверяем зуб колеса .

3. Расчёт цепной передачи

Выбираем приводную роликовую цепь по [1, табл. 5.12].

Вращающий момент на ведущей звёздочке

.

Передаточное число было принято .

Числа зубьев: ведущей звёздочки

;

Ведомой звёздочки

.

Расчётный коэффициент нагрузки

;

где kД =1- динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

kа =1 – учитывает влияние межосевого расстояния;

kН =1 – учитывает влияние угла наклона линии центров;

kР =1,25 – при периодическом регулировании натяжении цепи;

kС = 1,4 – при периодической смазке;

kП =1,25 – при двухсменной работе.

Определяем шаг однорядной цепи:

,

где [p] =32,9 – допускаемое среднее давление по [1, табл. 5.15].

Принимаем t =25,4 мм (ГОСТ 13568-75); Q =5670 кгс; q =2,6 кг/м; F =179,7 мм2.

Определяем скорость цепи:

.

Окружное усилие

.

Проверяем давление в шарнире:

Уточняем по табл. 5.15 допускаемое давление

.

Условие выполнено.

Усилия в цепи:

от провисания

,

где kf =1,5 – коэффициент, учитывающий влияние расположения передачи по [1, табл. 5.12]; аЦ =1,106 – межосевое расстояние.

.

от центробежных сил

.

Расчётная нагрузка на валы

.

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи на растяжение:

.

Основные размеры ведущей звёздочки:

где d1 = 15,88 – диаметр ролика.

Толщина диска звёздочки:

,

где Ввн = 15,88 - расстояние между пластинками внутреннего звена по [1, табл. 5.12].

Основные размеры ведомой звёздочки:

Число звеньев цепи:

где at =40 – коэффициент по межосевому расстоянию;

z =98 – суммарное число зубьев;

.

Уточняем межосевое расстояние:

Для свободного провисания цепи уменьшаем расчётное межосевое расстояние на 0,4%. Получаем a =1010 мм.

4. Предварительный расчёт валов

Определяем крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

Диаметр выходного конца ведущего вала при допускаемом напряжении

Так как вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dДВ = 32мм и вала dВ1.

Примем мм; диаметры шеек под подшипники мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

У промежуточного вала определяем диаметр по пониженным допускаемым напряжениям

Шестерню выполним за одно целое с валом. Принимаем диаметр под колесом мм; под подшипниками мм.

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, ведомый вал рассчитываем при .

Диаметр выходного конца вала

Принимаем мм; диаметры под подшипниками мм; под колесом мм.

5. Определение конструктивных размеров зубчатых колёс и корпуса

Рассчитываем конструктивные размеры зубчатых колёс по следующим формулам и сводим результаты в табл. 1.

Характеристики

Тип файла документ

Документы такого типа открываются такими программами, как Microsoft Office Word на компьютерах Windows, Apple Pages на компьютерах Mac, Open Office - бесплатная альтернатива на различных платформах, в том числе Linux. Наиболее простым и современным решением будут Google документы, так как открываются онлайн без скачивания прямо в браузере на любой платформе. Существуют российские качественные аналоги, например от Яндекса.

Будьте внимательны на мобильных устройствах, так как там используются упрощённый функционал даже в официальном приложении от Microsoft, поэтому для просмотра скачивайте PDF-версию. А если нужно редактировать файл, то используйте оригинальный файл.

Файлы такого типа обычно разбиты на страницы, а текст может быть форматированным (жирный, курсив, выбор шрифта, таблицы и т.п.), а также в него можно добавлять изображения. Формат идеально подходит для рефератов, докладов и РПЗ курсовых проектов, которые необходимо распечатать. Кстати перед печатью также сохраняйте файл в PDF, так как принтер может начудить со шрифтами.

Список файлов курсовой работы