Проект привода конвейера

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности - основные задачи конструкторов-машиностроителей. Одним из направлений решения этих задач является совершенствование конструкторской подготовки инженеров высших технических учебных заведений.

Большие возможности для совершенствования труда конструкторов дает применение ЭВМ, позволяющее оптимизировать конструкции, автоматизировать различную часть процесса проектирования.

Объектами курсового проектирования являются приводы различных машин и механизмов, использующие большинство деталей и узлов общемашиностроительного применения.

Важной целью выполняемого проекта является развитие инженерного мышления, включающее умения использовать предшествующий опыт, находить новые идеи, моделировать, используя аналоги. Курсовому проекту по деталям машин свойственна многовариантность решений при одном и том же задании развивает у студентов мыслительную деятельность и инициативу.

Важнейшая задача курсового проектирования - развитие умения разрабатывать техническую документацию. Базируясь на исходных предпосылках из курса графики и машиностроительного черчения, в процессе самостоятельной работы над курсовым проектом, студенты овладевают свободным чтением и выполнением чертежей неограниченной сложности.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

По табл. 2.2[3] примем следующие значения КПД:

- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: ?1 = 0,97

- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: ?2 = 0,97

- для открытой цепной передачи: ?3 = 0,925

Общий КПД привода вычисляем по формуле:

? = ?1 · ?2 · ?3 · ?подш.4 · ?муфты1 (2.1)

где ?подш. = 0,99 - КПД одной пары подшипников.

???????муфты = 0,98 - КПД одной муфты.

Подставляя, получим:

? = 0,97 · 0,97 · 0,925 · 0,994 · 0,981 = 0,828

Угловая скорость на выходном валу будет:

?вых. = (2.2)

Подставляя значение nвых., получаем:

?вых. = = 5,236 рад/с

Требуемая мощность двигателя будет:

Pтреб. = (2.3)

После подстановки имеем:

Pтреб. = = 2,846 кВт

В таблице 24.7[3] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 4АМ90L2У3 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 3000 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=3 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 2840 об/мин,

Угловая скорость:

?двиг. = (2.4)

В итоге получаем:

?двиг. = = 297,404 рад/с.

Oбщее передаточное отношение:

uобщ. = (2.5)

После подстановки получаем:

uобщ. = = 56,8

Для передач выбрали следующие передаточные числа:

u1 = 8

u2 = 2,5

u3 = 2,7

Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу.

Таблица 2.1. Частоты и угловые скорости вращения валов.

Мощности на валах:

P1 = Pтреб. · ?подш. · ?(муфты 1) = 2,846 · 103 · 0,99 · 0,98 = 2761,189 Вт

P2 = P1 · ?1 · ?подш. = 2761,189 · 0,975 · 0,99 = 2665,238 Вт

P3 = P2 · ?2 · ?подш. = 2665,238 · 0,975 · 0,99 = 2572,621 Вт

P4 = P3 · ?3 · ?подш. = 2572,621 · 0,925 · 0,99 = 2355,878 Вт

Вращающие моменты на валах:

T1 = = = 9284,304 Н·мм

T2 = = = 71692,436 Н·мм

T3 = = = 173007,465 Н·мм

T4 = = = 427796,986 Н·мм

По таблице 24.7(см. приложение учебника Дунаева/Леликова) выбран электродвигатель 4АМ90L2У3 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 3000 об/мин, с мощностью Pдвиг.=3 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 2840 об/мин,

Таблица 2.2. Передаточные числа и КПД передач.

Таблица 2.3. Рассчитанные частоты, угловые скорости вращения валов и моменты на валах.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле на стр. 61[3]:

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле на стр. 65[3]:

Рис. 4.1

4.1 Определение допускаемых контактных напряжений

Так как нет особых требований в отношении нагруженности и в отношении габаритов передачи, выбираем материалы с твёрдостью материала Н ? 350HB с разностью средних твёрдостей рабочих поверхностей шестерни и колеса HB1ср - HB2ср = 20...50HB (см. п. 3.1[3]):

- для шестерни:

сталь: 45Л

термическая обработка: улучшение

твердость HB: 207...235HB

- для колеса:

сталь: 45

термическая обработка: нормализация

твердость HB: 179...207HB

Средняя твёрдость зубьев шестерни:

HB1ср = 221HB

Средняя твёрдость зубьев колеса:

HB2ср = 193HB

Разность средних твёрдостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса HB1ср - HB2ср = 221 - 193 = 28HB, что в пределах рекомендаций (п. 3.1[3]).

Допускаемые напряжения при числе циклов перемены напряжений NH0 (см. табл. 3.1[3]):

- для шестерни: [?]H03 = 1,8 · HB1ср + 67 = 1,8 · 221 + 67 = 464,8 МПа; (4.1)

- для колеса: [?]H04 = 1,8 · HB2ср + 67 = 1,8 · 193 + 67 = 414,4 МПа; (4.2)

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

- для шестерни: [?]H3 = KHL3 · [?]H03; (4.3)

- для колеса: [?]H4 = KHL4 · [?]H04, (4.4)

где KHL3 и KHL4 - коэффициенты долговечности шестерни и колеса соответственно.

KHL3 = ; (4.5)

KHL4 = , (4.6)

где NH0 - базовое число циклов нагружения; для стали шестерни NH03 = 16500000; для стали колеса NH04 = 10000000;

N(шест.) и N(колеса) - число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

N(шест.) = 573 · ?2 · c · Lh · KHE (4.7)

N(колеса) = 573 · ?3 · c · Lh · KHE (4.8)

Здесь :

- ? - угловая частота вращения, рад./с.; ?2 = 37,176 рад./с.; ?3 = 14,87 рад./с.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

Lh = 25000 ч. - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы. KHE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.

KHE = ? (4.9)

KHE = · · + · · + · · = 0,119

Тогда:

N(шест.) = 573 · 37,176 · 1 · 25000 · 0,119 = 63372997,8

N(колеса) = 573 · 14,87 · 1 · 25000 · 0,119 = 25348517,25

В итоге получаем:

КHL3 = = 0,799

Так как КHL(шест.)<1.0 , то принимаем КHL(шест.) = 1

КHL4 = = 0,856

Так как КHL(кол.)<1.0 , то принимаем КHL(кол.) = 1

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни [ ? ]H3 = 464,8 · 1 = 464,8 МПа;

для колеса [ ? ]H4 = 414,4 · 1 = 414,4 МПа.

Для колес с HB1ср - HB2ср = 20...50HB за расчетное напряжение принимается минимальное из допустимых контактных напряжений шестерни или колеса:

[?]H = [?]H4 = 414,4МПа.

4.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба при расчётах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни [?]F3 и колеса [?]F4:

[?]F3 = KFL3 · [?]F03 (4.10) [?]F4 = KFL4 · [?]F04 (4.11)

где KHF3 и KHF4 - коэффициенты долговечности шестерни и колеса соответственно.

KHF3 = ; (4.12)

KFL4 = , (4.13)

где NF0 = 4 · 106 - число циклов перемены нагружения для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;

N(шест.) и N(колеса) - число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

N(шест.) = 573 · ?2 · c · Lh · KFE (4.14)

N(колеса) = 573 · ?3 · c · Lh · KFE (4.15)

Здесь :

- ? - угловая частота вращения, рад./с.; ?2 = 37,176 рад./с.; ?3 = 14,87 рад./с.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

Lh = 25000 ч. - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы.

KFE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.

KFE = ? (4.16)

KFE = · · + · · + · · = 0,119

Тогда:

N(шест.) = 573 · 37,176 · 1 · 25000 · 0,119 = 63372997,8

N(колеса) = 573 · 14,87 · 1 · 25000 · 0,119 = 25348517,25

В итоге получаем:

КFL3 = = 0,631

Так как КHL(шест.)<1.0 , то принимаем КFL(шест.) = 1

КFL4 = = 0,735

Так как КFL(кол.)<1.0 , то принимаем КFL(кол.) = 1

Допускаемые напряжения при числе циклов перемены напряжений NF0 (см. табл. 3.1[3]):

- для шестерни: [?]F03 = 1,03 · HB1ср = 1,03 · 221 = 227,63 МПа; (4.17)

- для колеса: [?]F04 = 1,03 · HB2ср + 67 = 1,03 · 193 = 198,79 МПа; (4.18)

Тогда допустимые напряжения изгиба:

для шестерни [ ? ]F3 = 227,63 · 1 = 227,63 МПа;

для колеса [ ? ]F4 = 198,79 · 1 = 198,79 МПа.

4.3 Проектный расчёт

aw ? Ka · (u2 + 1) · (4.19)

где Ka - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Ka = 43; ?a = b4 / aw - коэффициент ширины венца зубчатого колеса, ?a = 0,125; KH? - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев KH? = 1; передаточное число передачи u2 = 2,5; T(колеса) - момент, который приходится на колесо одной из двух раздвоенных передач, T(колеса) = = = 86503,732 Н·мм.

aw ? 43 · (2,5 + 1) · = 130,018 мм.

По таблице 13.15[3] принимаем aw = 140 мм.

Модуль зацепления определяем по формуле стр. 62[3]:

m ? (4.20)

где Km - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Km = 5,8; b4 = ?a · aw = 0,125 · 140 = 17,5 мм - ширина венца зубчатого колеса; [ ? ]F = 198,79 МПа - допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом (в нашем случае колесо); d4 - делительный диаметр колеса:

d4 = 200 мм. (4.21)

Тогда:

m ? 1,442 мм

Принимаем из стандартного ряда чисел m = 3,5 мм (см. стр. 62[3]).

Для того, чтобы угол наклона зубьев лежал в допустимых пределах ширину зубчатого венца увеличиваем до b4 = 47 мм.

Угол наклона зубьев для косозубой передачи находим по формуле:

?min = = 15,108o (4.22)

Принимаем ?min = 15o

Суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубой передачи:

Z? = Z3 + Z477,274 (4.23)

Уточним действительную величину угла наклона зубьев:

? = 15,74055o (4.24)

Число зубьев шестерни:

Z3 = 22 (4.25)

Число зубьев колеса:

Z4 = Z? - Z3 = 77 - 22 = 55 (4.26)

Определяем фактическое передаточное число uф:

uф = 2,5 (4.27)

Отклонение передаточного числа ?u:

?u = 0 = 0% ? 7%, (4.28)

что в пределах нормы.

Определим фактическое межосевое расстояние:

aw = 140 мм (4.29)

Определим фактические геометрические параметры передачи:

Рис. 4.2

делительные диаметры шестерни и колеса:

d3 = 80 мм; (4.30)

d4 = 200 мм; (4.31)

диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:

da3 = d3 + 2 · m = 80 + 2 · 3,5 = 87 мм; (4.32)

da4 = d4 + 2 · m = 200 + 2 · 3,5 = 207 мм; (4.33)

диаметры впадин зубьев шестерни и колеса:

df3 = d3 - 2,4 · m = 80 - 2,4 · 3,5 = 71,6 мм; (4.34)

df4 = d4 - 2,4 · m = 80 - 2,4 · 3,5 = 191,6 мм; (4.35)

ширина венца шестерни:

b3 = b4 + 4 = 47 + 4 = 51 мм. (4.36)

Проверим межосевое расстояние:

aw = 140 мм. (4.37)

Проверка пригодности заготовок колёс сводится к проверке соблюдения следующих условий:

Dзаг.? Dпред; Sзаг.? Sпред

Предельно допустимые размеры заготовки для шестерни: D1 пред = 315 мм; S1 пред = 200 мм. Предельно допустимые размеры заготовки для колеса: D2 пред = 0 мм; S2 пред = 0 мм.

Размеры заготовки для шестерни:

Dзаг. = da3 + 6 = 87 + 6 = 93 мм; (4.38)

Sзаг. = b3 + 4 = 51 + 4 = 55 мм. (4.39)

Размеры заготовки для колеса:

Dзаг. = da4 + 6 = 207 + 6 = 213 мм; (4.40)

Sзаг. = b4 + 4 = 47 + 4 = 51 мм. (4.41)

93 ? D1 пред. = 315 мм

55 ? S1 пред. = 200 мм

Все размеры заготовок подходят для выполнения деталей данной передачи.

4.4 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Проверку контактных напряжений проводим по формуле на стр. 64[3]:

?H = ? [?]H, (4.42)

где: K - вспомогательный коэффициент для косозубых передач K = 376; окружная сила в зацеплении, Н:

Ft = = = 865,037 H; (4.43)

KH? - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колёс KH? определяется по графику на рис. 4.2[3] в зависимости от окружной скорости колёс и степени точности передачи. Окружная скорость колёс будет:

V = = = 1,487 м/с; (4.44)

По таблице 4.2[3] выбираем степень точности 9. По графику на рис. 4.2[3] выбираем KH? = 1,118;

KHv - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от степени точности и окружной скорости колёс. По таблице 4.3[3] KHv = 1,05;

Тогда:

?H = =

= 231,185 МПа ? [?]H = 414,4 МПа.

Проверка на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

Целью расчёта является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя или самих зубьев при действии пикового момента Tпик. Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки Kпер. = Tпик. / T(шест.), где Tпик. - максимальный номинальный момент на шестерне. Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение ?Hmax не должно превышать допускаемое напряжение [?]Hmax.

Для выбранных сталей допускаемое напряжение принимают:

[?]Hmax = 2.8 · ?т = 2.8 · 103,226 = 289,033 МПа. (4.45)

Тогда:

?Hmax = ?H · (4.46)

?Hmax = 231,185 · = 283,143 МПа ? [?]Hmax = 289,033 МПа.

4.5 Проверка зубьев передачи на изгиб

?F4 = YF4 · Y? · · KF? · KF? · KF? ? [?]F4 (4.47)

?F3 = ?F4 · ? [?]F3 (4.48)

где: m = 3,5 мм - модуль зацепления; b4 = 47 мм - ширина венца колеса; Ft = 865,037 H - окружная сила в зацеплении; KF? = 1 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависящий от степени точности и определяемый для косозубых колёс по табл. 4.2[3]; KF? = 1 коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (для прирабатывающихся зубьев равен 1); KF? = 1,203 коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи, определяемый по табл. 4.3[3]; YF3 = 3,907 и YF4 = 3,62 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, определяемые по табл. 4.4 интерполированием для косозубых колёс в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса:

Z?3 = = 24,673; (4.49)

Z?4 = = 61,682; (4.50)

коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Y? = 1 - = 0,888. (4.51)

Тогда:

?F4 = 3,62 · 0,888 · · 1 · 1 · 1,203 =

= 20,326 МПа ? [?]F4 = 198,79 МПа.

?F3 = 20,326 · =

= 21,937 МПа ? [?]F3 = 227,63 МПа.

Силы в зацеплении:

окружная:

Ft3 = Ft4 = = = 865,037 H; (4.52)

радиальная:

Fr3 = Fr4 = Ft3 · = 865,037 · = 327,115 Н; (4.53)

осевая:

Fa3 = Fa4 = F t3 · tg(?) = 865,037 · tg(15,741o) = 243,812 Н. (4.54)

Таблица 4.1. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

Таблица 4.2. Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм.

Рис. 5.2

1. Шаг цепи:

p ? 2.8 · , (5.1)

где Kэ - коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов:

Кэ = Kд · Kс · K? · Kрег · Kр, (5.2)

здесь Kд = 1 коэффициент динамичности нагрузки при равномерной нагрузке;

Kс = 0,8 - коэффициент смазки при непрерывной смазке (в масляной ванне или от насоса);

K? = 1 - коэффициент положения передачи при угле наклона линии центров звёздочек к горизонту ? = 0o ? 60o;

Kрег = 1 - коэффициент регулировки при регулировке передвигающимися опорами;

Kр = 1 - коэффициент режима работы при односменной работе. Тогда:

Кэ = 1 · 0,8 · 1 · 1 · 1 = 0,92;

число зубьев ведущей звёздочки:

z5 = 29 - 2 · u3 = 29 - 2 · 2,7 = 23,6 , (5.3)

здесь u3 = 2,7 - передаточное число; в целях устранения перегрузки цепи принимаем увеличенное число зубьев ведущей звёздочки z5 = 25 - нечетное число ведущей звёздочки в сочетании с нечётным числом ведомой звёздочки z6 и чётным числом звеньев цепи lp обеспечит более равномерное изнашивание зубьев;

[pц] = 32,853 Н/мм2 - допускаемое давление в шарнирах роликовой цепи по таблице 5.8[3] в зависимости от частоты вращения ведущей звёздочки n1 = 141,998. ? = 1 - для однорядных цепей типа ПР. Тогда:

p ? 2.8 · = 16,203 мм.

В целях устранения перегрузки цепи принимаем заведомо большее значение шага цепи p = 25,4 мм.

2. Число зубьев ведомой звёздочки:

z6 = z5 · u3 = 25 · 2,7 = 67,5, (5.4)

округляя до целого нечётного числа принимаем z6 = 67.

3. Фактическое значение передаточного числа u3 и его отклонение ?u от заданного u3:

uф = 2,68 (5.5)

?u = (5.6)

?u = = 0,741% ? 7%.

4. Межосевое расстояние в шагах принимаем из интервала ap = = 30...50 = 40.

5. Число звеньев цепи:

lp = 2 · ap + (5.7)

lp = 2 · ap + = 127,117 .

Полученное значение до целого чётного числа lp = 128.

6. Уточнённое межосевое расстояние в шагах:

ap = 0,25 · (5.8)

ap = 0,25 40,448 мм.

7. Фактическое межосевое расстояние:

a = ap · p = 40,448 · 25,4 = 1027,379 мм. (5.9)

Так как ведомая (свободная) ветвь цепи должна провисать примерно на 0,01·a, то для этого при монтаже передачи надо предусмотреть возможность уменьшения действительного межосевого расстояния на 0,005·a. Таким образом монтажное межосевое расстояние aм = 0,995 · a = 0,995 · 1027,379 = 1022,242 мм.

8. Длина цепи:

l = lp · p = 128 · 25,4t = 3251,2 мм. (5.10)

9. Диаметры звёздочек.

Диаметры делительных окружностей:

dд5 = 202,66 мм (5.11)

dд6 = 541,898 мм (5.12)

Диаметры окружностей выступов:

De5 = p · (5.13)

De5 = 25,4 · = 213,922 мм;

De6 = p · (5.14)

De6 = 25,4 · = 554,155 мм,

здесь K = 0,7 - коэффициенты высоты зуба;

Kz - коэффициент числа зубьев;

Kz5 = ctgctg7,916, (5.15)

Kz6 = ctgctg21,311; (5.16)

? - геометрическая характеристика зацепления (здесь d3 = 15,88 мм - диаметр ролика шарнира цепи - см. табл. К32[3]):

? = 1,599 (5.17)

Диаметры окружностей впадин:

Di5 = (5.18)

Di5 = = 189,271 мм;

Di6 = (5.19)

Di6 = = 530,092 мм.

5.2 Проверочный расчёт

n3 = 141,998 об/мин ? [n]1 = 590,551 об/мин ,

здесь:

[n]1 - допускаемая частота вращения ведущей звёздочки:

[n]1 = = = 590,551 об/мин; (5.20)

n3 = 141,998 об/мин - частота вращения ведущей звёздочки.

11. Проверка числа ударов цепи о зубья звёздочек:

U = 1,849 с-1 ? [U] = 20 с-1,

здесь:

[U] - допускаемое число ударов цепи о зубья звёздочек:

[U] = 20 с-1 (5.21)

U - число ударов цепи о зубья звёздочек:

U = 1,849 с-1 (5.22)

12. Фактическая скорость цепи:

V = 1,503 м/с (5.23)

13. Окружная сила, передаваемая цепью:

Ft = 1711,657 Н, (5.24)

здесь P1 = T3 · ?3 = 173007,465 · 10-3 · 14,87 = 2572,621 Вт - мощность на ведущей звёздочке (?3 = 14,87 рад/с - угловая скорость ведущей звёздочки).

14. Проверка давления в шарнирах цепи:

pц = ? [pц], (5.25)

где A = d1 · b3 = 7,92 · 15,88125,77 мм2 - площадь проекции опорной поверхности шарнира; здесь d1 = 7,92 мм - диаметр валика цепи, b3 = 15,88 мм - ширина внутреннего звена цепи (см. табл. К32[3]). [pц] = 22,988 Н/мм2 - допускаемое давление в шарнирах, уточнённое по фактической скорости цепи v (см. 5.4, п. 1, г). Тогда:

pц = 12,521 Н/мм2 ? [pц] = 22,988 Н/мм2

15. Проверка цепи на прочность. Прочность цепи удовлетворяется соотношением:

S ? [S] ,

где [S] = 7,308 - допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых (втулочных) цепей (см. табл. 5.9[3]); S - расчётный коэффициент запаса прочности:

S = (5.26)

где Fр = 6000 даН - разрушающая нагрузка цепи, зависит от шага цепи p и выбирается по табл. К32[3];

F0 - предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви (от её силы тяжести):

F0 = Kf · q · a · g = 6 · 2,6 · 1027,379 · 10-3 · 9.81 = 157,226 Н, (5.27)

где:

Kf = 6 - коэффициент провисания для горизонтальных передач;

q = 2,6 кг/м - масса 1 м цепи;

g = 9,81 кг/c2 - ускорение свободного падения.

Fv - натяжение цепи от центробежных сил:

Fv = q · v2 = 2,6 · 1,5032 = 5,873 Н. (5.28)

Тогда:

S = 32,004 ? [S] = 7,308

16. Сила давления цепи на вал:

Fц = kв · Ft + 2 · F0 = 1,15 · 1711,657 + 2 · 157,226 = 2282,858 Н, (5.29)

где kв = 1,15 - коэффициент нагрузки вала (см. табл. 5.7[3]).

Геометрические параметры звёздочки.

Рис. 5.3

Толщина зуба звёздочки:

b = 0.93 · Ввн = 0.93 · 15,88 - 0.15 = 14,618 = 14,6 мм, (5.30)

где Ввн - расстояние между пластинками внутреннего звена (см. табл. 10.25[3]).

Толщина диска звёздочки:

C = (1.8...1.95 · (De = dд) (5.31)

C5 = (1.8...1.95 · (De5 - dд5) = 1.95 · (213,922 - 202,66) = 21,961 мм;

C6 = (1.8...1.95 · (De6 - dд6) = 1.95 · (554,155 - 541,898) = 23,901 мм;

Радиус закругления зуба:

R = 1.7 · d1 = 1.7 · 15,88 = 26,996 мм. (5.32)

Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закругления:

h = 0.8 · d1 = 0.8 · 15,88 = 12,704 мм. (5.33)

Диаметры проточки:

Dc5 = p · ctg - 1.3 · h (5.34)

Dc5 = 25,4 · ctg - 1.3 · 12,704 = 184,547 мм;

Dc6 = p · ctg - 1.3 · h (5.35)

Dc6 = 25,4 · ctg - 1.3 · 12,704 = 524,788 мм.

Расстояние между центрами окружностей:

e = 0.03 · p = 0.03 · 25,4 = 0,762 мм. (5.36)

Радиусы окружностей:

r = 0.5025 · d1 + 0.05 = 0.5025 · 15,88 + 0.05 = 8,03 мм. (5.37)

r1 = 0.8 · d1 + r = 0.8 · 15,88 + 8,03 = 20,734 мм. (5.38)

r2 = 1.7 · d1 = 1.7 · 15,88 = 26,996 мм. (5.39)

Таблица 5.1. Параметры цепной передачи, мм.

6. Предварительный расчёт валов

Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Диаметр вала при допускаемом напряжении [?к] = 20 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:

dв ? (6.1)

6.1 Ведущий вал

dв ? = 13,322 мм.

Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d1 = 20 мм.

Под 2-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d2 = 25 мм.

Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d3 = 20 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: d4 = 18 мм.

6.2 2-й вал

dв ? = 26,331 мм.

Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d1 = 30 мм.

Под 2-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d2 = 34 мм.

Под 3-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d3 = 40 мм.

Под 4-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d4 = 34 мм.

Под 5-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d5 = 30 мм.

6.3 3-й вал

dв ? = 35,318 мм.

Под 1-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d1 = 40 мм.

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d2 = 50 мм.

Под 3-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d3 = 55 мм.

Под 4-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d4 = 55 мм.

Под 5-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d5 = 50 мм.

6.4 Выходной вал

dв ? = 47,759 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: d1 = 50 мм.

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d2 = 60 мм.

Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d3 = 60 мм.

Под 4-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d4 = 50 мм.

Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.

Таблица 6.1. Диаметры валов, мм.

Подобные документы

• Технический проект привода конвейера

  Разработка технического проекта привода конвейера. Выбор электродвигателя, определение передаточного отношения. Расчет зубчатой передачи, размеров элементов корпуса редуктора. Проектирование валов. Подбор и проверка подшипников, муфты, соединений.
  
  курсовая работа [821,4 K], добавлен 12.01.2012
  

• Расчет и проектирование привода ленточного конвейера

  Определение мощности электродвигателя приводной станции конвейера; кинематических, силовых и энергетических параметров механизмов привода. Расчет клиноременной передачи. Выбор основных узлов привода ленточного конвейера: редуктора и зубчатой муфты.
  
  курсовая работа [272,5 K], добавлен 30.03.2010
  

• Проектирование привода к ленточному конвейеру

  Подбор электродвигателя и его обоснование. Разбивка общего передаточного числа привода ленточного конвейера. Расчет цилиндрической зубчатой и поликлиноременной передачи. Определение консольных сил, размеров ступеней валов, реакций в опорах подшипника.
  
  курсовая работа [269,4 K], добавлен 23.10.2014
  

• Расчет привода электродвигателя

  Энерго-кинематический расчет привода, выбор схемы привода, редуктора и электродвигателя. Расчет значения номинальной частоты вращения вала двигателя. Выбор параметров передач и элементов привода. Определение тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.
  
  курсовая работа [4,3 M], добавлен 28.09.2012
  

• Расчет и проектирование привода пластинчатого конвейера

  Проектирование привода пластинчатого конвейера по заданным параметрам. Кинематический и силовой расчет привода. Выбор электродвигателя и редуктора. Расчет открытой зубчатой передачи. Компоновка вала приводных звездочек. Расчет комбинированной муфты.
  
  курсовая работа [1,1 M], добавлен 22.10.2011
  

• Проект привода к цепному подвесному конвейеру

  Разработка кинематической схемы привода к цепному подвесному конвейеру, выбор двигателя; определение передаточного числа и ступеней привода. Расчет зубчатой цилиндрической передачи редуктора, допускаемой нагрузки валов; выбор твердости материала колес.
  
  курсовая работа [138,4 K], добавлен 15.01.2012
  

• Проектирование привода скребкового конвейера

  Описание работы привода скребкового конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет открытых цепной и цилиндрической передач. Параметры зубчатых колес. Анализ усилий в зацеплении. Расчет редукторов. Ориентировочный расчет валов.
  
  курсовая работа [1,8 M], добавлен 21.12.2012
  

• Расчёты привода приборного устройства

  Мощность и КПД привода электродвигателя. Проектный и проверочный расчёт зубчатой передачи редуктора. Определение допускаемых напряжений. Расчет контактных напряжений, основных размеров и формы тихоходного вала. Подбор и расчет шпонок и подшипников.
  
  курсовая работа [173,2 K], добавлен 20.12.2012
  

• Проект привода вращающейся муфельной печи

  Оптимизация выбора привода. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Допускаемые изгибные напряжения. Геометрические параметры зубчатых колес и расчет быстроходного вала редуктора.
  
  курсовая работа [837,0 K], добавлен 19.02.2013
  

• Расчет параметров привода

  Кинематический расчет привода, выбор и обоснование электродвигателя. Определение допускаемых напряжений. Выбор материалов зубчатых колес. Вычисление параметров зубчатой и клиноременной передачи, валов, а также размеров деталей передач, корпуса редуктора.
  
  курсовая работа [264,7 K], добавлен 22.01.2015
  

• Выбор электродвигателя и энерго-кинематический расчет привода

  Энерго-кинематический расчет привода, выбор схемы привода, редуктора и электродвигателя. Расчет значения номинальной частоты вращения вала двигателя. Выбор параметров передач и элементов привода. Определение тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.
  
  методичка [3,4 M], добавлен 07.02.2012
  

• Проект привода к ленточному конвейеру

  Кинематический расчет привода закрытой цилиндрической зубчатой передачи, выбор электродвигателя. Расчет открытой клиноременной передачи. Прочностной расчет быстроходного вала редуктора, подшипников качения. Обоснование и выбор соединительных муфт.
  
  курсовая работа [807,6 K], добавлен 09.10.2014
  

• Проектирование привода цепного конвейера

  Кинематический и энергетический расчет привода цепного конвейера. Расчет редуктора. Проектный расчет валов, расчет на усталостную и статическую прочность. Выбор подшипников качения. Расчет открытой зубчатой передачи. Шпоночные соединения. Выбор муфт.
  
  курсовая работа [146,3 K], добавлен 01.09.2010
  

• Проектирование привода к вертикальному валу цепного конвейера

  Основные требования, предъявляемые к вертикальному валу цепного конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение передаточного числа привода и его ступеней. Расчет цилиндрической зубчатой передачи. Допускаемые контактные напряжения.
  
  курсовая работа [1,1 M], добавлен 20.01.2013
  

• Расчет привода ленточного конвейера

  Определение передаточных ступеней привода, вращающихся моментов на валах, угловых скоростей, консольных сил, допускаемых напряжений. Выбор твердости, термообработки, материала колес. Расчет клиноременной передачи, энергокинематических параметров привода.
  
  курсовая работа [1,7 M], добавлен 21.12.2012
  

• Проект привода к цепному конвейеру

  Проектирование привода к цепному конвейеру по заданной схеме. Выбор электродвигателя, определение общего КПД. Расчет вращающих моментов на валах привода. Расчет червячной передачи и цилиндрической зубчатой прямозубой передачи. Расчет валов редуктора.
  
  курсовая работа [89,8 K], добавлен 22.06.2010
  

• Проектирование привода с червячно-циллиндрическим редуктором

  Кинематический расчет привода. Определение фактических передаточных чисел, частоты вращения валов привода, вращающего момента на валах привода. Выбор твердости, термической обработки и материала колес. Расчет цилиндрической зубчатой и червячной передачи.
  
  курсовая работа [369,7 K], добавлен 17.10.2013
  

• Проект привода на основе цилиндрического прямозубого редуктора

  Назначение и область применения цилиндрической прямозубой передачи. Расчет угловых скоростей валов. Выбор твердости, термообработки и материала колес. Расчет допускаемых контактных напряжений. Особенности параметров зубчатой цилиндрической передачи.
  
  курсовая работа [467,7 K], добавлен 17.04.2011
  

• Проект привода ленточного конвейера

  Разработка привода ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, клиноременной передачи и двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора. Кинематический и силовой расчет привода. Форма и размеры деталей редуктора и плиты привода.
  
  курсовая работа [589,1 K], добавлен 18.12.2010
  

• Привод ленточного конвейера

  Кинематический расчет привода и зубчатой конической передачи. Компоновка редуктора, проектирование шпоночных соединений и корпусных деталей. Определение контактных напряжений и изгиба. Выбор стандартного электродвигателя и материала зубчатых колес.
  
  курсовая работа [982,8 K], добавлен 02.04.2015
  

• главная
• рубрики
• по алфавиту
• вернуться в начало страницы
• вернуться к началу текста
• вернуться к подобным работам