I назначение и область применения разрабатываемого изделия

ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА

Пояснительная записка

(ПММ.000000.107.ПЗ)

 

Руководитель:

_____________ Рогова Е.А.

(подпись)

___ _______2010г.

(дата)

Выполнила:

студент гр.62-4

_________ Бобков А.В.

(подпись)

___ _______2010г.

(дата)

Красноярск,2010

 

Задание на проектирование № 1, вариант 2

Спроектировать привод ленточного конвейера.

 

 

1 – Электродвигатель

2 – Открытая ременная передача

3 – Редуктор

4 – Муфта

5 – Ленточный конвейер

 

 

Рвых, кВт
n, об/мин
Цилиндрич. передача	Прям
Ременная передача	клин
Корпус	Лит
Рама	свар
Муфта	зубч
Срок службы в годах при двухсменной работе

 

Содержание проекта

1. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода.
2. Расчет редуктора.
3. Расчет клиноременной передачи.
4. Эскизная компоновка редуктора
   

 

Реферат

 

Расчет привода ленточного конвейера начинается с кинематического расчета привода и по его результатам выбирается типовой электродвигатель. Далее производится расчет закрытой зубчатой передачи (редуктора) с последующим выбором материала для изготовления зубчатых колес. Определяем допускаемое значение контактных напряжений изгиба, а также силовые параметры передачи.

Расчет валов привода включает в себя проектный и проверочный расчет валов с последующей эскизной компоновкой редуктора.

Заключительный этап расчета привода - выбор и расчет шпонок, подшипников и смазки зубчатого зацепления.

Пояснительная записка содержит 25 листов текста, 11 рисунков, 7 таблиц.

 

 

Введение

 

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Проектирование – это разработка общей конструкции изделия.

Конструирование – это дальнейшая разработка всех вопросов, решение которых необходимо для воплощения принципиальной схемы в реальную конструкцию.

Проект – это документация, получаемая в результате проектирования и конструирования.

Правила проектирования и оформления конструкторской документации стандартизированы. ГОСТ устанавливает следующие стадии разработки конструкторской документации на изделия всех отраслей промышленности и этапы выполнения работ: техническое задание, техническое предложение (при курсовом проектировании не разрабатывается), эскизный проект, технический проект, рабочая документация.

Техническое задание на курсовую работу содержит общие сведения о назначении и разработке создаваемой конструкции, предъявляемые к ней эксплуатационные требования, режим работы, ее основные характеристики.

Эскизный проект разрабатывается обычно в одном или нескольких вариантах и сопровождается обстоятельным расчетным анализом, в результате которого выбирается оптимальный вариант для последующей разработки.

Технический проект охватывает подробную конструктивную разработку всех элементов оптимального эскизного варианта с внесением необходимых поправок и изменений, рекомендованных при утверждении эскизного проекта.

Рабочая документация – заключительная стадия конструирования, включает в себя создание конструкторской документации необходимой для изготовления всех деталей. В современных машинах привод является наиболее ответственным механизмом, через который передается силовой поток с соответствующим преобразованием его параметров. В связи с этим надежность работы машины, увеличение срока ее службы, возможности уменьшения габаритов и массы определяются качеством привода. Проектирование же приводов различных машин является важной инженерной задачей.

 

Содержание

 

ВВЕДЕНИЕ……………………………………………………………………………..…......4

I Назначение и область применения разрабатываемого изделия........................................6

II Техническая характеристика……………………………………………………….……...7

III Описание и обоснование выбранной конструкции………………………………..…….7

IV Расчеты, подтверждающие работоспособность изделия…………………………..……8

1. Кинематический расчет привода………………………………………………….……..8
2. Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи………..………………....…11
3. Расчет клиноременной передачи…………………………………….…………………15
4. Ориентировочный расчет валов………………………………………………..….……20
5. Конструктивное оформление зубчатых колес…………………………………………22
6. Конструирование корпуса и крышки редуктора………………………………………23
7. Предварительный подбор подшипников……………………………………..………..24
8. Эскизная компоновка редуктора……………………………………………..…………25

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

 

Схема привода

 

Рисунок 1.1 – Схема привода

 

1 – Электродвигатель

2 – Открытая ременная передача

3 – Редуктор

 

Задача расчета

· Подобрать электродвигатель по номинальной мощности и частоте вращения ведущего вала.

· Определить общее передаточное число привода и его ступеней.

· Определить мощность, частоту вращения, угловую скорость и вращающий момент на каждом валу привода.

 

Данные для расчета

Мощность на выходном валу (Р_вых=12 кВт).

Частота вращения (n_вых=200 об/мин).

 

Условия расчета

Для устойчивой работы привода необходимо соблюдение условия: номинальная (расчетная) мощность электродвигателя должна быть меньше или равна мощности стандартного электродвигателя

Р_ном ≤ Р_дв

Допускаются отклонения:

Р_ном > Р_дв на 5%

Р_ном < Р_дв до 10%

 

Расчет привода

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От его мощности и частоты вращения его вала зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и ее привода.

1.5.1 Определяем общий КПД по формуле:

η_общ = η_рп · η_пп · η_зп· η_пп (1.1.)

где η_рп =0,95 – КПД ременной передачи;

η_зп =0,97 – КПД зубчатой передачи;

η_пп =0,99 – КПД пары подшипников.

η_общ =0,95*0,99*0,97*0,99=0,90

1.5.2 Определим требуемую мощность электродвигателя:

Р_ном = Р_вых/ η_общ

Р_ном = 12/0,9 = 13.33 кВт

По значению номинальной мощности, по таблице выбираем электродвигатель большей мощности:

Р_ном = 15 кВт

 

 

Выбор оптимального типа двигателя зависит от кинематических характеристик рабочей машины и производится после определения передаточного числа привода и его ступеней. При этом надо учесть, что двигатели с большей частотой вращения (синхронной 3000 мин^-1) имеют низкий рабочий ресурс, а двигатели с низкими частотами (синхронной 750 мин^-1) весьма металлоемки, поэтому их нежелательно применять без особой необходимости в приводах общего назначения малой мощности.

 

Для расчета выбираем двигатель серии 4АМ160S4УЗ с номинальной мощностью 15 кВт и номинальной частотой вращения 1465 мин^-1.

 

1.5.3 Определение передаточного числа привода.

 

Передаточное число привода (U_общ) определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя (n_ном) к частоте вращения приводного вала рабочей машины (n_рм) и равно произведению передаточных чисел редуктора (U_ред) и ременной передачи (U_рп).

U_общ =n_дв/n_вых = U_рп · U_ред

U_общ =1465/200=7,325

U_р.п =3.66

U_ред=U_общ/U_рп

U_ред=7.325/3.66=2

Чтобы габариты передачи не были чрезмерно большими, нужно придерживаться некоторых средних значений U_зп, U_рп, по возможности не доводя их до наибольших, допускаемых лишь в отдельных случаях.

 

1.5.4. Определение силовых и кинематических параметров привода.

 

Силовые (мощность и вращательный момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитывают на валах исходя из требуемой (расчетной) мощности двигателя P_дв и его номинальной частоты вращения n_ном.

Определим мощности на каждом валу привода:

Р₁ = Р_дв = 15 кВт

Р₂ = Р₁ · η_рп · η_пп = 15*0,95*0,99 = 14,11 кВт

Р₃ = Р₂ · η_пп · η_зп = 14,11*0,99*0,97 = 13,55 кВт

 

Определяем частоту вращения каждого вала:

n₁ = n_дв= 1465 мин^-1

n₂ = n_дв/U_рп = 1465/3,66 = 400 мин^-1

n₃ = n₂/U_ред = 400/2 = 200 мин^-1

 

Определяем угловые скорости каждого вала:

ω₁ = π·n₁/30 = 3,14*1465/30 = 153 с^-1

ω₂ = π·n₂/30 = 3,14*400/30 = 77 с^-1

ω₃ = π·n₃/30 = 3,14*200/30 = 21 с^-1

 

Определяем вращающий момент для каждого вала:

Т₁ = Р₁·10³/ω₁ = 15*10³/153 = 98 Н·м

Т₂ = Р₂·10³/ω₂ = 14,11*10³/77 = 183 Н·м

Т₃ = Р₃·10³/ω₃ = 13,55*10³/21 = 645 Н·м

 

Результаты расчетов сводим в таблицу 1.1

 

Таблица 1.1 – Силовые и кинематические параметры привода.

Вал	Мощность Р, кВт	Частота вращения n, мин^-1	Угловая скорость ω, с^-1	Вращающий момент Т, Н·м
	14,11	732,5
	13,55

 

Заключение: анализ силовых и кинематических расчетных параметров, приведенных в таблице 1.1, показывает, что проектируемый привод обеспечивает значение заданных выходных параметров, Р_вых и n_вых соответствующих техническому заданию.

 

Схема передачи

 

Рисунок 2.1 - Схема закрытой цилиндрической прямозубой передачи

 

Задача расчета

· Выбор материалов и вида термообработки зубчатых колес;

· Определение геометрических параметров передачи;

· Определение сил зацепления;

· Выполнение проверочного расчета на контактную прочность и изгиб.

 

 

2.3. Данные для расчета:

Таблица 2.1 – Силовые и кинематические параметры редуктора.

Вал	Р, кВт	n, мин^-1	ω, с^-1	Т, Н·м
II шестерня	14,11	732,5
III колесо	13,55

 

Условия расчета

Надежная работа закрытой зубчатой передачи обеспечена при соблюдении условий прочности по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.

δ_H ≤ [δ]_H

δ_F ≤ [δ]_F

Допускается недогрузка передачи δ_H < [δ]_H не более 10% и перегрузка δ_H > [δ]_H до 5%.

 

Расчет зубчатой передачи

В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническим заданием на курсовую работу, в мало- и средненагруженных передачах, а также в открытых передачах применяют стальные зубчатые колеса с твердостью ≤ 350НВ. При этом обеспечивается нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Для увеличения нагрузочной способности передачи, уменьшения ее габаритов твердость шестерни НВ₁ назначается больше твердости колеса НВ₂:

НВ₁ = НВ₂ + (20÷50)

 

2.5.1. Выбор материалов для изготовления зубчатых колес.

Т.к. мощность Р<10 кВт, то выбираем для изготовления зубчатых колес редуктора стальные зубчатые колеса с твердостью ≤ 350НВ. Принимаем материал: для колеса - сталь 40Х, термообработка - улучшение, твердость сердцевины – 235НВ, твердость на поверхности – 261НВ.

НВ_ср=(235+261)/2=248;

Для шестерни - сталь 40Х, термообработка - улучшение, твердость сердцевины – 268НВ, твердость на поверхности – 302НВ.

НВ_ср=(268+302)/2=285.

НВ₁=285>НВ₂=248 на 37 единиц.

 

 

2.5.2. Определение допускаемого напряжения

По таблице определяем величину [δ]_H0 в зависимости от твердости:

[δ]_H0=1,8·НВ_ср+67 Н/мм²

Т.к. проектируемый привод будет эксплуатироваться длительное время, принимаем коэффициент долговечности:

К_HL=1

 

Получаем [δ]_H1 = К_HL * [δ]_{H01 ср} +67 =1*1,8*285+67 = 580 МПа

[δ]_H2 = К_HL * [δ]_{H02 ср} +67 =1*1,8*248+67 = 514 МПа

В качестве расчетных принимаем:

[δ]_H = 0,45·([δ]_H1+ [δ]_H2)

[δ]_H = 0,45·(580+514)=493 МПа

Допускаемое напряжение изгиба:

[δ]_F0=1,03·НВ_ср

[δ]_F1 = К_FL 1,03·НВ_ср1 = 1,03*285 = 294 МПа

[δ]_F2 = К_FL 1,03·НВ_ср2 =1,03*248 = 256 МПа

 

2.5.3. Определяем межосевое расстояние редуктора:

, (2.5)

где К_α = 49,5 МПа;

ψ_ва = 0,2;

[δ]_H =493 МПа

По таблице К_нβ = 1;

Т₂=645Нм – крутящий момент на колесе.

,

 

Принимаем а_ω=250 мм.

 

2.5.4 Определяем нормальный модуль зацепления:

m_n = (0,01÷0,02)· а_ω

m_n = (0,01÷0,02)*250

m_n = 2,5÷5

Принимаем стандартное значения модуля m_n = 4 мм

 

2.5.5 Определяем число зубьев шестерни:

 

Z₁= 2· а_ω/m_n·(u+1)

Z₁= 2*250/4*3= 41

Принимаем Z₁= 41, тогда Z₂= Z₁· u= 41*2= 82

 

2.5.6 Уточняем передаточное число:

U_фак=Z₂/Z₁=82/41=2

Погрешность ∆ = (2-2)*100%/2= 0%

Рисунок 2. 2 - Геометрические параметры зубчатого зацепления

2.5.8 Определяем геометрические параметры шестерни и колеса:

 

Делительный диаметр:

d= m_n· Z

d₁= m_n· Z₁ = 4*41= 164 мм;

d₂= m_n· Z₂ = 4*82= 328 мм.

 

Диаметр окружности вершин зубьев:

d_а= d+2· m_n

d₁= d₁+2· m_n = 164+2*4= 172 мм

d₂= d₂+2· m_n = 328+2*4= 336 мм;

 

Диаметр окружности впадин зубьев:

d_f= d – 2,5·m

d_f1= d₁ – 2,5·m= 164 – 2,5*4= 154 мм

d_f2= d₂ – 2,5·m= 328 – 2,5*4= 318 мм;

 

Ширина венца:

колеса:

b₂= ψ_ва· а_ω

b₂= 0,2*250= 50 мм

шестерни:

b₁= b₂+ (5÷10) мм

b₁= 50+ (5÷10)= 55 мм;

 

Данные сводим в таблицу геометрических параметров передачи:

Таблица 2.2 – Геометрические параметры зубчатого зацепления.

Параметр	Шестерня	Колесо
Межосевое расстояние, , мм
Модуль зацепления, mn, мм.
Число зубьев, z
Делительный диаметр, d, мм
Диаметр вершин зубьев, da, мм
Диаметр впадин зубьев, df, мм
Ширина венца, b, мм

 

 

2.5.9 Определяем окружную скорость колес:

υ= ω₂· d₂/2·10³

υ= 77*328/2*10³= 12,63 м/с

Для данной скорости назначаем седьмую степень точности изготовления зубчатых колес.

2.5.10 Определение силовых параметров зацепления.

 

На рисунке 2.3 изображена схема сил в зацеплении цилиндрической прямозубой передачи.

Рисунок 2. 3 - Схема сил в зацеплении цилиндрической прямозубой передачи

 

В зацеплении прямозубых цилиндрических колес действуют силы:

o Окружная F_t =2T₁/d₁ = 2*1000*183/164=2232 H

o Радиальная F_r=F_t*tgα/cosβ=2232*0.364/1=812,5 Н

 

2.5.11 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям:

 

≤ [δ]_H

где F_t – окружная сила;

K_Hα= 1,09;

K_Hβ= 1;

K_Hδ= 1,06;

K=436;

 

δ_н= 436*√2232*4,66*1,09*1*1,06/328*50=373

Погрешность ∆= (373-493)*100%/493= -4,67%

Недогрузка в пределах допустимой.

2.5.12 Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба:

δ_F2= Y_F2·Y_β K_Fα·K_Fβ·K_Fυ ≤ [δ]_F2

δ_F1= δ_F2· Y_F1/ Y_F2 ≤ [δ]_F1

где K_Fα = 1,04;

K_Fβ = 1;

K_Fυ = 1,33;

Y_β = 0,89;

Y_F1 = 4,07;

Y_F2 = 3,6.

 

Для шестерни Z_v1=41/1=41;

 

Для колеса Z_v2=82/1=82;

 

σ_F2 = 3,6*0,89*11,16*1,04*1*1,33=50 МПа;

 

σ_F1 = 50*4,07/3,6=57 МПа.

 

Условие (2.7) и (2.8) выполняются:

294 ≥ 57

256 ≥ 50

Заключение: результаты проверочных расчетов по контактным напряжениям и напряжениям изгиба показывают, что полученные геометрические параметры редуктора удовлетворяют заданным.

 

 

Задачи расчета

В данном расчете необходимо определить поперечное сечение ремня, диаметры и ширину шкивов, межосевое расстояние и нагрузку на ведомый вал, которая необходима для дальнейших расчетов.

 

Данные для расчета

Исходными данными для расчета являются силовые и кинематические параметры, приведенные в таблицу 3.1.

 

Таблица 3.1 - Силовые и кинематические параметры передачи

Вал	Мощность Р, кВт	Частота вращения n, мин^-1	Угловая скорость ω, с^-1	Вращающий момент Т, Н·м
	14,11	732,5

 

Условия расчета

Основным критерием работоспособности ременной передачи является тяговая способность. Поэтому расчетная долговечность ремня должна быть больше расчетного ресурса времени.

 

Расчет передачи

По значению Т₁=98Нм по таблице выбираем сечение ремня Б.

Для обеспечения большей долговечности ремня принимают d₁ на 1-2 размера больше. Принимаем d₁=140мм.

Определяем диаметр ведомого шкива по формуле

,

где ε = 0,01 – коэффициент упругого скольжения ремня.

d₂ = 140*2*(1-0,01)=277мм.

Значение округляем и принимаем по ГОСТ 20889-80 d₂=280мм.

Уточняем передаточное отношение

Отклонение составляет , что допустимо.

Межосевое расстояние назначают в интервале

a_min=0.55(d₁+d₂)+T₀;

a_max= d₁+d₂

где T₀ – высота сечения ремня.

a_min=0.55(140+280)+10,5=241,5 мм.

a_max= (140+280)=840 мм.

Принимаем среднее значение a=700 мм.

Определяем расчетную длину ремня

мм.

По ГОСТ 1284-80 принимаем L_p=1500мм.

В соответствии с принятой длиной ремня уточняем межосевое расстояние

,

где L_p – расчетная длина ремня;

;

;

Подставив значения, получим a=415 мм.

Рисунок 3. 2 – Размеры поперечного сечения ремня.

 

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения a на ∆₁=0,011=25 мм для облегчения надевания ремня на шкив; для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть увеличение a на ∆₂=0,0251=62,5 мм.

 

Определяем угол обхвата на малом шкиве:

Определяем угол между ветвями ремня γ по формуле:

Определяем окружную скорость ремня:

м/с.

Определяем число пробегов ремня

с^-1

Для клиновых ремней допускаемое число пробегов с^-1.

Определяем необходимое число ремней:

,

где Р₀=3,42;

С_L=1,05;

С_р=1,1;

С_а=0,89;

С_z=0,90.

Подставив данные, получим:

Z = 11*1,1/3,42*1,05*0,89*0,9= 4,2

Принимаем z = 5.

Определяем силу предварительного натяжения одного ремня по формуле:

 

θv² Н.

Определяем силу давления ремней на валы и опоры:

Где v – в м/с;

θ – коэффициент, учитывающий центробежную силу.

 

Определяем размеры шкивов ременной передачи:

Материал шкивов – сталь 25Л;

Шероховатость рабочих поверхностей: R_a≤2,5мкм;

Диаметр ведущего шкива: d₁=140мм;

Диаметр ведомого шкива: d₂=710мм.

Рисунок 3. 3 – Размеры шкивов клиноременной передачи.

 

Таблица 3.1 – параметры клиноременной передачи

Параметр	Значение
Передаточное отношение	5,12
Тип ремня	Б
Количество ремней
Межосевое расстояние, мм
Длина ремня, мм
Диаметр ведущего шкива, мм
Диаметр ведомого шкива, мм
Угол обхвата малого шкива a1, град
Частота пробегов ремня П, с^-1	3,82
Предварительное натяжение ремня, Н
Сила давления ремней на валу, Н

 

Задача расчета

Определить диаметры выходных концов валов, диаметры валов под подшипниками и под зубчатыми колесами.

Данные для расчета

Вращающий момент на ведущем валу:

Т₂= 183 Н·м;

на ведомом валу:

Т₃= 645 Н·м;

 

Условие расчета

Расчет ведем по напряжениям кручения, а действие изгиба учитываем понижением допускаемых напряжений.

 

Расчет валов

4.1.1 Ведущий вал

Определяем диаметр выходного конца вала по формуле:

 

где [τ]_кр= 20÷35 Н/мм² – пониженное допускаемое напряжение кручения;

Приняв [τ]_кр=25, получаем:

мм

Полученное значение увеличиваем на 10%, учитывая ослабление сечения шпоночным пазом.

d_в= 1,1·d

d_в2= 1,1*33,2= 36,52 мм;

 

Принимаем ближайшее большее значение по ГОСТ 6636-69

d_в2= 36 мм.

 

Диаметр вала под подшипником:

d_п= d_в2+ (5÷10)мм

d_п= 36+9= 45 мм;

 

Диаметр буртика для упора подшипника:

d_бурт= d_п+ (5÷10)мм

d_бурт= 45+5= 50 мм.

 

4.1.2. Ведомый вал

Определяем диаметр выходного конца вала:

 

,

Полученное значение увеличиваем на 10%, учитывая ослабление сечения шпоночным пазом.

d_в3= 1,1·d

d_в3= 1,1*50= 55 мм;

Диаметр вала под подшипником:

d_п= d_в3+ (5÷10)мм

d_п= 55+5= 60 мм;

Диаметр вала под колесом:

d_к= d_п+ 5= 60+5= 65 мм

 

Диаметр буртика для упора подшипника:

d_бурт= d_к+ (5÷10)мм

d_бурт= 65+5= 70 мм.

 

 

Рисунок 4.1 - Ведущий вал - шестерня

 

Рисунок 4.2 - Ведомый вал

 

Предварительный подбор подшипников

 

Задача расчета

Подобрать подшипники качения для ведущего и ведомого валов цилиндрического редуктора.

 

Данные для расчета

Диаметры валов под подшипники ведущего d_n2 = 45 мм, ведомого d_n3 = 60 мм, угловые скорости = 77 с^-1 и = 21 с^-1, частота вращения n₂ = 732,5мин^-1 и n₃ = 200мин^-1

Силы в полюсе зацепления: окружная F_t =2232 H и радиальная F_r= 812,5 Н

 

Условие расчета

Подшипники подбираем по диаметру вала и характеру нагрузки.

 

Подбор подшипников

Выбор типа подшипника зависит от целого ряда факторов, которые приведены в данных для расчета. Пользуясь рекомендациями, приведенными в таблице, принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии 308 для ведущего вала и легкой серии 212 для ведомого вала. Параметры подшипников приведены в таблице 7.1.

 

Таблица 7.1 – Характеристика подшипников.

№	d	D	B	С0	С
				31,9	22,7
					11,7

 

Где d – внутренний диаметр;

D – наружный диаметр;

В – ширина подшипника,

С – динамическая грузоподъемность, кН,

С₀ – статическая грузоподъемность, кН.

 

ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА

Пояснительная записка

(ПММ.000000.107.ПЗ)

 

Руководитель:

_____________ Рогова Е.А.

(подпись)

___ _______2010г.

(дата)

Выполнила:

студент гр.62-4

_________ Бобков А.В.

(подпись)

___ _______2010г.

(дата)

Красноярск,2010

 

Задание на проектирование № 1, вариант 2

Спроектировать привод ленточного конвейера.

 

 

1 – Электродвигатель

2 – Открытая ременная передача

3 – Редуктор

4 – Муфта

5 – Ленточный конвейер

 

 

Рвых, кВт
n, об/мин
Цилиндрич. передача	Прям
Ременная передача	клин
Корпус	Лит
Рама	свар
Муфта	зубч
Срок службы в годах при двухсменной работе

 

Содержание проекта

1. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода.
2. Расчет редуктора.
3. Расчет клиноременной передачи.
4. Эскизная компоновка редуктора
   

 

Реферат

 

Расчет привода ленточного конвейера начинается с кинематического расчета привода и по его результатам выбирается типовой электродвигатель. Далее производится расчет закрытой зубчатой передачи (редуктора) с последующим выбором материала для изготовления зубчатых колес. Определяем допускаемое значение контактных напряжений изгиба, а также силовые параметры передачи.

Расчет валов привода включает в себя проектный и проверочный расчет валов с последующей эскизной компоновкой редуктора.

Заключительный этап расчета привода - выбор и расчет шпонок, подшипников и смазки зубчатого зацепления.

Пояснительная записка содержит 25 листов текста, 11 рисунков, 7 таблиц.

 

 

Введение

 

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Проектирование – это разработка общей конструкции изделия.

Конструирование – это дальнейшая разработка всех вопросов, решение которых необходимо для воплощения принципиальной схемы в реальную конструкцию.

Проект – это документация, получаемая в результате проектирования и конструирования.

Правила проектирования и оформления конструкторской документации стандартизированы. ГОСТ устанавливает следующие стадии разработки конструкторской документации на изделия всех отраслей промышленности и этапы выполнения работ: техническое задание, техническое предложение (при курсовом проектировании не разрабатывается), эскизный проект, технический проект, рабочая документация.

Техническое задание на курсовую работу содержит общие сведения о назначении и разработке создаваемой конструкции, предъявляемые к ней эксплуатационные требования, режим работы, ее основные характеристики.

Эскизный проект разрабатывается обычно в одном или нескольких вариантах и сопровождается обстоятельным расчетным анализом, в результате которого выбирается оптимальный вариант для последующей разработки.

Технический проект охватывает подробную конструктивную разработку всех элементов оптимального эскизного варианта с внесением необходимых поправок и изменений, рекомендованных при утверждении эскизного проекта.

Рабочая документация – заключительная стадия конструирования, включает в себя создание конструкторской документации необходимой для изготовления всех деталей. В современных машинах привод является наиболее ответственным механизмом, через который передается силовой поток с соответствующим преобразованием его параметров. В связи с этим надежность работы машины, увеличение срока ее службы, возможности уменьшения габаритов и массы определяются качеством привода. Проектирование же приводов различных машин является важной инженерной задачей.

 

Содержание

 

ВВЕДЕНИЕ……………………………………………………………………………..…......4

I Назначение и область применения разрабатываемого изделия........................................6

II Техническая характеристика……………………………………………………….……...7

III Описание и обоснование выбранной конструкции………………………………..…….7

IV Расчеты, подтверждающие работоспособность изделия…………………………..……8

1. Кинематический расчет привода………………………………………………….……..8
2. Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи………..………………....…11
3. Расчет клиноременной передачи…………………………………….…………………15
4. Ориентировочный расчет валов………………………………………………..….……20
5. Конструктивное оформление зубчатых колес…………………………………………22
6. Конструирование корпуса и крышки редуктора………………………………………23
7. Предварительный подбор подшипников……………………………………..………..24
8. Эскизная компоновка редуктора……………………………………………..…………25

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

 

I НАЗНАЧЕНИЕ И ОБЛАСТЬ ПРИМЕНЕНИЯ РАЗРАБАТЫВАЕМОГО ИЗДЕЛИЯ

 

Устройство, приводящее в движение машину или механизм, называется приводом.

Привод состоит из источника энергии, передаточного механизма и аппаратуры управления. Под передачами понимают механизмы, служащие для передачи механической энергии на расстояние, как правило, с преобразованием скоростей и моментов, иногда с преобразованием видов и законов движения. Основными функциями передаточных механизмов являются: передача и преобразование движения, изменение и регулирование скорости, распределение потоков мощности между различными исполнительными органами данной машины, пуск, остановка и реверсирование движения.

Эти функции должны выполняться безотказно с заданной степенью точности и производительностью в течение определенного промежутка времени. При этом механизм должен иметь минимальные габариты, быть экономичным и безопасным в эксплуатации. Данный привод ленточного конвейера состоит из электродвигателя, ременной передачи клиновым ремнем, цилиндрического одноступенчатого прямозубого редуктора, упругой втулочно-пальцевой муфты.

Ременная передача относится к передачам трением с гибкой связью. Она состоит из двух или нескольких шкивов, обхватываемых ремнями, надетыми на шкивы с предварительным натяжением. Натяжение ремня – основное условие работы ременной передачи.

В клиноременной передаче полезная нагрузка передается за счет сил трения между боковыми поверхностями ремня трапецеидального сечения и канавок шкива. Из-за заклинивающего действия клиноременная передача обладает большой тяговой способностью.

Редукторами называют механизмы, состоящие из передач зацеплением с постоянным передаточным отношением, заключенных в отдельный корпус и предназначенных для понижения угловой скорости выходного вала. В зависимости от числа пар звеньев в зацеплении (число ступеней), редукторы общего назначения бывают одно-, двух-, трехступенчатыми.

По расположению осей валов в пространстве различают редукторы с параллельными, соосными, пресекающимися и перекрещивающимися осями входного и выходного валов.

Устройства, предназначенные для соединения валов и передачи вращающего момента без изменения его направления, называются муфтами.

Наряду с кинематической и силовой связью отдельных частей машины, муфты выполняют ряд других функции: обеспечение работы соединяемых валов при смещениях. Обусловленных неточностями монтажа или деформациями деталей; улучшение динамических характеристик привода т. е. смягчение при работе толчков и ударов; регулирование передаваемого момента в зависимости от угловой скорости.