Курсовая работа (т): Привод транспортера

Привод транспортера

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Оренбургский государственный университет»

Транспортный факультет

Кафедра «Детали машин и прикладная механика»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине “Основы конструирования”

Привод транспортера

Оренбург 2012 г.

Аннотация

В данном проекте изложен процесс проектирования привода транспортера с разработкой конструкции шевронного одноступенчатого редуктора и открытой цепной передачи, служащих для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на рабочий вал транспортера.

Техническое задание

Привод транспортера

Исходные данные:

угловая скорость рабочего вала …………………………….....9,25;

вращающий момент на рабочем валу  ………………...…...250;

срок службы привода , час …………………………………......10000;

производство …………………………………………………..единичное;

особые требования ………………………………………нереверсивный.

Разработать:

1)   пояснительную записку;

2)   сборочный чертеж редуктора (А1);

3)   рабочие чертежи двух деталей (2·А3);

4)   чертеж общего вида привода (А2).

Содержание

Введение

1       Выбор и проверка электродвигателя, кинематический расчёт привода

1.1    Выбор и проверка электродвигателя

1.2    Определение общего передаточного числа и разбивка его между ступенями

1.3    Определение частот вращения валов привода

1.4    Определение угловых скоростей валов привода

1.5    Определение мощностей на валах привода

1.6    Определение вращающих моментов на валах привода

2       Расчет закрытой цилиндрической шевронной передачи

2.1    Исходные данные для расчета

2.2    Выбор материалов зубчатых колес передачи и определение допускаемых напряжений

2.3    Определение основных параметров передачи

Рабочая ширина колеса

2.4    Уточнение расчетных параметров передачи и проверочный расчет на контактную прочность зубьев

2.5    Проверка зубьев на изгибную выносливость

2.6    Основные геометрические размеры колес

2.7    Силы, действующие в зацеплении

2.8    Проверка передачи на кратковременную пиковую нагрузку

3       Расчёт открытой цепной передачи

3.1    Определяем число зубьев звёздочек

3.2    Определение шага цепи

3.3    Проверка условия обеспечения износостойкости цепи

3.4    Определение геометрических параметров передачи

3.5    Проверка коэффициента запаса прочности

3.6    Определение силы действующей на вал

4       Проектный расчет валов и компоновка редуктора

4.1    Проектный расчет валов редуктора

4.2    Выбор подшипников качения для валов редуктора

4.3    Шпоночные соединения

4.4    Основные размеры зубчатого шевронного колеса

4.5    Конструктивные размеры корпуса редуктора

5       Конструирование подшипниковых узлов

5.1    Конструирование подшипниковых узлов быстроходного вала

5.2    Конструирование подшипниковых узлов тихоходного вала

6       Смазывание. Смазочные устройства

6.1    Смазывание шевронного зацепления

6.2    Смазывание подшипников

7       Выбор муфты

8       Проверочный расчет валов

8.1    Проверка быстроходного вала редуктора

8.2    Проверка тихоходного вала редуктора

9       Проверочный расчёт шпонок

10     Проверочный расчет подшипников на долговечность

11     Проверочный расчёт стяжных винтов подшипниковых узлов

12     Тепловой расчёт редуктора

13     Сборка редуктора

Список используемой литературы

Введение

Рисунок 1 - Элементы привода транспртера

Привод общего назначения состоит из:

- электродвигатель;

- упругая компенсирующая муфта;

- закрытая зубчатая цилиндрическая передача с косым зубом;

- открытая цепная передача.

Валы привода:

I - вал электродвигателя;

II - быстроходный вал редуктора;

III - тихоходный вал редуктора;

IV - вал рабочей машины.

В курсовом проектировании принята единая система физических единиц (СИ) со следующими отклонениями, допущенными в стандартах (ИСО и ГОСТ) на расчёты деталей машин: размеры деталей передач выражаются в миллиметрах (мм), силы в ньютонах (Н), и соответственно напряжения в ньютонах, делённых на миллиметры в квадрате (), т.е. мегапаскалях (МПа), а моменты в ньютонах, умноженных на миллиметр (). У отдельных групп формул даны соответствующие примечания.

При расчёте закрытой зубчатой цилиндрической передачи с косым зубом редуктора вводятся следующие обозначения: параметры для быстроходного вала обозначаются с индексом «1», а параметры для тихоходного вала обозначаются с индексом «2».

При расчёте открытой цепной передачи индекс «1» присваивается всем элементам и параметрам ведущего звена, а индекс «2» - ведомого звена рассчитываемой передачи.

1    Выбор и проверка электродвигателя, кинематический расчёт привода

1.1 Выбор и проверка электродвигателя

Определение требуемой мощности электродвигателя

,

где:

 - мощность на рабочем валу;

 - общий коэффициент полезного действия (К.П.Д.) привода;

здесь:

 - вращающий момент на рабочем валу;

 - угловая скорость рабочего вала;

 - К.П.Д. упругой компенсирующей муфты между рабочим валом и редуктором;

 - К.П.Д. ременной открытой передачи;

 - К.П.Д. червячной закрытой передачи;

 - К.П.Д. пар подшипников;

Определение требуемой частоты вращения электродвигателя

Требуемая частот вращения находится из следующего диапазона частот вращения:

где:

 - частота вращения рабочего вала привода;

- диапазон возможных передаточных чисел привода.

здесь:

- диапазон возможных передаточных чисел червячного открытого редуктора;

 - диапазон возможных передаточных чисел ремённой открытой передачи.

Тогда: .

Отсюда:

 об/мин

Выбор электродвигателя

Исходя из требуемой мощности и требуемого диапазона частот вращения, выбираем трехфазный короткозамкнутый асинхронный двигатель переменного тока АИР100L2.

Таблица 1 - Технические характеристики выбранного электродвигателя

Тип двигателя      Исполнение        Число пар полюсов          Мощность, , кВтЧастота

Рисунок 2 - Электродвигатель АИР100L2 исполнения 1М1081

1.2 Определение общего передаточного числа и разбивка его между ступенями

Общее передаточное число привода:

Примем передаточное число червячной передачи редуктора , тогда передаточное число открытой ремённой передачи равно:

1.3 Определение частот вращения валов привода

;

;

.

1.4 Определение угловых скоростей валов привода

;

;

;

.

1.5 Определение мощностей на валах привода

;

;

;

.

1.6 Определение вращающих моментов на валах привода

;

;

;

.

Таблица 2 - Результаты кинематического расчёта привода

  Угловая скорость , рад/сЧастота вращения

, об/минМощность

, ВтВращающий

2    Расчет закрытой цилиндрической шевронной передачи

2.1 Исходные данные для расчета

Получены из кинематического расчета и на основании исходных данных на проектирование.

Вращающий момент на шестерне ТII=T1, Н×м - 17,47.

Вращающий момент на колесе ТIII=T2, Н×м - 76,25.

Частота вращения шестерни nII=n1, об/мин - 1435.

Частота вращения колеса nIII=n2, об/мин - 318,89.

Передаточное число передачи  = 4,5.

Срок службы передачи Lh , час - 10000

Режим работы 0.

Смазка погружением колеса в масляную ванну.

Электродвигатель имеет следующие параметры:

мощность номинальная , Вт - 3000;

мощность расчетная , Вт - 2624;

·   отношение пускового момента к номинальному Тмах / Тном = 2,4.

2.2 Выбор материалов зубчатых колес передачи и определение допускаемых напряжений

Выбор материала зубчатых колес

Так как к габаритным размерам редуктора не предъявляется особых требований, то принимаем следующие материалы:

для шестерни: сталь 40Х ГОСТ 4543-71: термическая обработка - улучшение, твердость НВ1 269÷302, предел прочности σВ1 = 900 МПа, предел текучести σТ1 = 750 МПа /2, c. 7, таблица 1/;

для колеса: сталь 45 ГОСТ 4543-71: термическая обработка - улучшение, НВ 235÷262, предел прочности σВ2 = 780 МПа, предел текучести σТ2 = 540 МПа /2, c. 7, таблица 1/.

Средняя твердость материала шестерни и колеса

НВср1 = (НВmin1 + HBmax 1) / 2 = (269 + 302) / 2 = 285,5;

НВср2 = (НВmin2 + HBmax2) / 2 = (235 + 262) / 2 = 248,5.

Число циклов перемены напряжений шестерни и колеса N∑1 и N∑2

N∑1 = 60 × Lh × nII = 60 × 10000 × 1435 = 8,61 × 108 ;

N∑2 = 60 × Lh × nIII = 60 × 10000 × 318,89 = 1,91 × 108 .

Эквивалентное число циклов перемены напряжений

При расчете на контактную выносливость:

для шестерни:

=kHE× N∑1= 1,0×8,61 × 108 =8,61 × 108,

здесь kHE = 1,0 - коэффициент приведения для режима работы 0 /2, c. 12, таблица 5/- для колеса: NHE2=kHE× N∑2= 1,0×1,91 × 108 = 1,91 × 108 .

При расчете на изгибную выносливость:

NHE1=kFE× N∑1= 1,0×8,61 × 108 = 8,61 × 108,

здесь kFE = 1,0 - коэффициент приведения для режима работы 0 /2, c. 12, таблица 5/;

NFE2=kFE× N∑2= 1,0×1,91 × 10 8= 1,91 × 108 .

Число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу контактной выносливости шестерни и колеса NHG1 и NHG2 для колес из улучшенных сталей

= 30 × (HBср1)2,4 = 30 × 285,52,4 = 23,47 × 106;= 30 × (HBср2)2,4 = 30 × 248,52,4 = 16,82 × 106 /2, c. 8/.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу изгибной выносливости

Для улучшенных сталей не зависимо от твердости зубьев колес:

NFG1 = NFG2 = 4 × 106 /2, c. 8/

Допускаемые напряжения для расчетов на выносливость

Допускаемые напряжения для расчетов на контактную выносливость

Для шестерни:

,

где σНlim - предел контактной выносливости, для улучшенных колес /2, c. 9, таблица 3/: