Курсовая работа: Привод ленточного транспортера 2

👉🏻👉🏻👉🏻 ВСЯ ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
2. Расчет конической зубчатой передачи
2.1 Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения
2.2 Определение параметров конической зубчатой передачи
3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи
3.1 Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения
3.2 Определение основных параметров цилиндрической передачи
3.3 Геометрический расчет цилиндрической передачи
3.4 Силы в зацеплении цилиндрических передач
7.3 Подбор подшипников для вала III
8. Конструирование элементов редуктора
8.2 Конструирование звездочек цепной передачи
8.3 Конструирование элементов корпуса
14. Порядок сборки и разборки редуктора
В данной работе спроектирован привод ленточного транспортера по следующими исходными данными :
Окружное усилие на барабане: Fr = 14 кН;
Коэффициент годовой нагрузки: кгод = 0,6;
Коэффициент суточного использования: ксут = 0,6;
Относительная продолжительность включения: ПВ = 0,25;
Привод ленточного транспортера работает следующим образом: крутящий момент передается с вала асинхронного электродвигателя 1 на вал-шестерню I первой ступени редуктора. Далее через коническую прямозубую передачу (включающую в себя вал-шестерню 4 и колесо 5) вращающий момент передается на промежуточный вал редуктора II, на котором закреплена цилиндрическая шестерня 11 тихоходной ступени редуктора. При помощи цилиндрической передачи (включающей в себя шестерню 11 и колесо 8) вращающий момент передается на выходной вал редуктора III, приводящий во вращение звездочку 9 открытой цепной передачи, которая, в свою очередь приводит во вращение приводной барабан 13 ленточного транспортера.
Данный транспортер может быть установлен в цеху, карьере, либо на строительной площадке, где необходима постоянная подача или отвод какого-либо мелкогабаритного материала.
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
В данной работе рекомендуется [2] использовать трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели единой серии 4А. Для выбора двигателя необходимо знать мощность и частоту вращения на выходном валу.
Мощность на выходном валу Рвых, кВт [2]:
гдеF –окружное усилие на барабане ( F = 14 кН);
Из соотношения (1) требуемая мощность двигателя:
гдеh1 – к. п. д. конической зубчатой передачи (h1 = 0,95 [1]);
h2 – к. п. д. цилиндрической зубчатой передачи (h2 = 0,95 [1]);
h3 – к. п. д. открытой цепной передачи (h3 = 0,94 [1]).
По формуле (2) рассчитана требуемая мощность электродвигателя:
Частота вращения выходного вала [2]:
n =60 0,3 /(3,14 0,35)=16,37 об/мин.
Ориентировочная частота вращения вала двигателя:
гдеu – ориентировочное передаточное отношение привода.
где u1 – передаточное отношение конической зубчатой передачи (u1 = 4 [1]);
u2 – передаточное отношение цилиндрической зубчатой передачи (u2= 3,55 [1]);
u3 – передаточное отношение цепной передачи (u3 = 5,6 [1]).
По формуле (5) определена ориентировочная частота вращения двигателя:
В соответствии с требуемой мощностью и частотой вращения по табл. 2.2. [2] выбран электродвигатель АИР 112M4/1432.
Паспортные данные двигателя АИР 112MA6/950:
синхронная частота вращения nс, об/мин1500
номинальная частота вращения n 1432
Уточняем общее передаточное отношение привода:
По ГОСТ 2185-66 приняты передаточные отношения: u1 = 4; u2 = 3,55.
Принято стандартное передаточное отношение u3 = 6,3.
После разбивки передаточного отношения определены мощность, частота вращения и крутящий момент на каждом валу.
гдеPi-1 – мощность на предыдущем валу, кВт;
h – к. п. д. соответствующей передачи.
гдеni-1 – частота вращения предыдущего вала, об/мин;
ui – передаточное число соответствующей ступени.
Крутящий момент на валу двигателя [2]:
Крутящие моменты на валах рассчитаны по формуле (11):
Т3 = 124,14× 3,55× 0,95 = 418,66 Н×м;
Т4 = 418,66× 6,3× 0,94 = 2479,3 Н×м.
2. Расчет конической зубчатой передачи
– крутящий момент на валу колеса, Т2, Н×м 124,14;
– частота вращения вала I, n1, об/мин1432.
Рисунок 1 - Кинематическая схема конической передачи.
2.1 Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения
При мощности двигателя 3 кВт в качестве материала зубчатых колес целесообразно применить сталь средней твердости. Для зубчатых передач принята сталь 40ХН.
Шестерня имеет большую, чем колесо частоту вращения, следовательно испытывает большие нагрузки и твердость шестерни должна быть больше твердости колеса, что достигается закалкой токами высокой частоты, колесо для снижения внутренних напряжений подвергается улучшению.
Материал колеса и шестерни представлен в табл. 1.
Таблица 1 - Материалы зубчатых колес
Допускаемое контактное напряжение sНдоп, МПа [2]:
гдеSН – коэффициент безопасности (SН = 1,2 [2]);
– предельное контактное напряжение, МПа.
гдеHRC – твердость по Виккерсу (HRC = (53 + 48)/2 = 50,5).
Допускаемое контактное напряжение по формуле (12):
Допускаемое изгибное напряжение sFдоп, МПа [2]:
гдеSF – коэффициент безопасности (SF = 1,75 [2]);
– предельное изгибное напряжение, МПа ( = 420 МПа [2]).
Допускаемое изгибное напряжение по формуле (14):
Предельное контактное напряжение , МПа:
где НВ – твердость по Бринелю (НВ = (269+302)/2 = 285,5 МПа).
При SН = 1,1 [2], по формуле (12) получаем:
Предельное изгибное напряжение , МПа:
При SF = 1,75 [2] по формуле (14) получаем:
Расчетное допускаемое напряжение определено как меньшее из двух значений [1]:
где КНЕ – коэффициент эквивалентности (КНЕ = 0,8 [2]);
N – суммарное число циклов работы (наработка).
NHG – база контактных напряжений [2];
где nб – частота вращения быстроходного вала (nб = 1432 об/мин);
С – число потоков мощности (С = 1 [2]).
tS× = L× (365-52-9)× кгод× 24× ксут× ПВ,(18)
гдеL – срок службы привода, год (L=7);
кгод – коэффициент годовой нагрузки (K =0,6);
ксут – коэффициент суточного использования (K =0,6);
ПВ – относительная продолжительность включения (ПВ=0,25).
tS = 7×(365-52-9)×0,6×24×0,6×0,25 = 4596,48 ч.
N = 60× 1432×4596,48 = 3949295661,6 циклов.
Коэффициент долговечности по изгибу :
где NFG - база изгибных напряжений ( NFG=4000000 );
K - коэффициент эквивалентности по изгибу ( K =0,845 ).
Так как, при расчете шестерни коэффициенты получились максимальными, то для колеса такие расчеты проводить нецелесообразно.
Окончательно для передачи принято: K =1 и K =1.
2.2 Определение параметров конической зубчатой передачи
Внешний делительный диаметр колеса de2, мм [5]:
гдеТ2 – вращающий момент на валу колеса, Н×м (Т2 = 124,14 Н×м);
u – передаточное отношение конической передачи (u = 4);
qН – коэффициент, учитывающий различную несущую способность колес [1];
KHa – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии (KHa = 1,08 [2]);
KHb – коэффициент концентрации нагрузки (KHb = 1,13 [2]);
KHu – коэффициент динамической нагрузки (KHu = 1,04 [2]).
Внешний делительный диаметр колеса по формуле (20):
В соответствии с [6] принято ближайшее стандартное значение de2 = 140 мм.
Принимаем число зубьев шестерни z1 = 25 [1].
Стандартное число зубьев колеса z2 = 100 [2].
Отклонение передаточного числа от заданного [2]:
Угол при вершине делительного конуса:
mtm = 1,4 - (21× sin15,6°)/25 = 1,17 мм.
Среднее конусное расстояние Rm [1]:
Внешний делительный диаметр шестерни [2]:
гдеbm – угол наклона линии зуба по среднему сечению (bm =0 [2]).
dae1 = 35 + 2×1,4×cos15,6° = 37,7 мм;
dae2 = 140 + 2×1,4×cos74,4° = 140,75 мм.
dfe = de - 2×(cosbm + 0,2)×mte×cosd,(34)
dfe1 = 40 - 2×1,2×1,4× cos15,6° = 36,46 мм;
dfe2 = 140 - 2×1,2×1,4× cos74,4° = 139 мм.
Окружная толщина зуба по внешней делительной окружности [5]:
B1 =0,5×140 - 1,4×sin15,6° = 79,6 мм;
B2 =0,5×35 - 1,4×sin74,4° = 16,15 мм.
Контактное напряжение достаточно: .
qF – коэффициент, учитывающий различную несущую способность колес (qF = 2,05 [1]);
KFД – коэффициент долговечности (KFД = 1 [2]);
гдеKFa – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии (KFa = 1,08 [2]);
KFb – коэффициент концентрации нагрузки (KFb = 1,13 [2]);
KFu – коэффициент динамической нагрузки (KFu = 1,04 [2]).
Радиальное усилие на шестерне, равное осевому усилию на колесе [5]:
Осевое усилие на шестерне, равное радиальному усилию на колесе [5]:
Fr1 = Fa2 =2069(tg20°×cos15,6°) = 725,3 Н.
Fr2=Fa1 =2069(tg20°×sin15,6°) = 202,5 Н.
3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи
– крутящий момент на валу колеса, Т3, Н×м418,66;
– частота вращения вала II, n2, об/мин358.
Рисунок 2 - Кинематическая схема цилиндрической зубчатой передачи.
3.1 Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения
Материал колеса и шестерни представлен в табл. 2.
Таблица 2 - Материалы зубчатых колес
Расчет допускаемых напряжений приведен в п. 2.1.
3.2 Определение основных параметров цилиндрической передачи
Расчет параметров зубчатой передачи произведен на ЭВМ в программе ДМ – 1. Результаты расчета и исходные данные приведены в приложении 1.
Зубчатая передача рассчитана по приведенному ниже алгоритму.
К – вспомогательный численный коэффициент (К = 315);
[sН] – допускаемое контактное напряжение, МПа;
где КНД – коэффициент долговечности [2];
Полученное значение межосевого расстояния округлено до ближайшего стандартного по единому ряду главных параметров [2].
Полученные значения округлены до стандартных.
Коэффициент нагрузки уточнен по фактической скорости u, м/с [2]:
КFД – коэффициент долговечности по изгибу [2];
КF –коэффициент нагрузки по изгибу 2];
[sF] – допускаемое напряжение, МПа [2];
Полученное значение модуля округляется до ближайшего стандартного в соответствии с предпочтительным рядом модулей [2].
b – угол наклона линии зуба (b = 10).
Полученное значение округляется до ближайшего меньшего целого числа и принимается за окончательно значение zS.
Округленное до ближайшего целого числа z1 принимают за окончательное значение.
Фактические изгибные напряжения sF, МПа [2]:
где YF – коэффициент формы зуба [2].
Фактические напряжения не должны превышать допускаемых больше чем на 5 %.
3.3 Геометрический расчет цилиндрической передачи
Цель геометрического расчета – определение делительных диаметров, диаметров вершин и впадин зубьев.
Расчет произведен на ЭВМ, результаты приведены в соответствующих таблицах.
3.4 Силы в зацеплении цилиндрических передач
В косозубых передачах tgb =0,176 и cosb = 0,984 [2].
Расчеты произведены на ЭВМ в программе ДМ-1 и приведены в таблицах.
– крутящий момент на валу ведомой звездочки Т4, Н×м; 2479,3;
– частота вращения вала ведомой звездочки, n4, об/мин16.
Рисунок 3-Кинематическая схема цепной передачи.
Расчет параметров цепной передачи произведен на ЭВМ. Результаты расчета и исходные данные приведены в приложении.
Цепная передача рассчитана по приведенному ниже алгоритму.
Число зубьев ведущей звездочки [2]:
Число зубьев ведомой звездочки [2]:
гдеk1 – коэффициент, учитывающий характер изменения нагрузки (k1 = 1 [2]);
k2 – коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния (k2 = 1 [2]);
k3 – коэффициент, отражающий влияние угла наклона линии центров к горизонту (k3 = 1 [2]);
k4 – коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения (k4 = 1,25 [2]);
k5 – коэффициент, учитывающий влияние способа смазывания цепной передачи (k5 = 1,5 [2]);
k6 – коэффициент, учитывающий продолжительность работы в сутки (k6 = 1 [2]);
Предварительно принимаем ориентировочно допускаемое среднее давление по нормам DIN 8195. [р] = 22 МПа [2]
По [Табл. 10.1, 2] выбрана приводная однорядная цепь нормальной серии:
Цепь ПРЛ- 38,1 – 100 ГОСТ 13568 – 75.
Параметры цепи приведены в табл. 3.
Lt = 2×40+0,5×119+13,2162/40 = 143,8.
Коэффициент запаса прочности цепи [2]:
гдеFв – разрушающая нагрузка цепи (Fв = 60 кН).
где dд1 – диаметр делительной окружности, мм.
Ff = 9,81×6×2,6×2032×10-3 = 310,97 Н.
Из [Табл. 10.2, 2] следует, что [s] ³ 8,9.
Расчеты произведены на ЭВМ и сведены в таблицу 4.
– крутящий момент на входном валу, Т1, Н×м32,67;
– крутящий момент на промежуточном валу, ТII, Н×м124,14;
– крутящий момент на выходном валу, ТIII, Н×м418,66.
Ориентировочный расчет валов служит для назначения диаметров валов из расчета по крутящему моменту и по касательным напряжениям.
где Т – крутящий момент на соответствующем валу, Н×м;
tдоп – допускаемое контактное напряжение, МПа.
Ведущий вал – вал-шестерня коническо-цилиндрического редуктора проектируется ступенчатым (рисунок 4).
Диаметр хвостовика d1, мм рассчитан по формуле (88) при Т1 = 32,67 Н×м и tдоп = 25 МПа[1]:
Диаметр d2 округлен по стандартному ряду Ra 40 по ГОСТ 6636-69, принят d2 = 20 мм.
Диаметр d2 должен быть кратным 5 (диаметр шейки вала должен быть равен внутреннему диаметру подшипника), по рекомендации [1] разность диаметров между соседними участками вала должна составлять 3…10 мм. Принят: d2 = 25 мм.
Согласно рекомендациям [1] все диаметры увеличиваются и принимаются:
Диаметр d1, мм рассчитан по формуле (88) при Т2 = 124,14 Н×м и tдоп = 15 МПа [1]:
Диаметр d1 округлен по стандартному ряду Ra 40 по ГОСТ 6636-69, принят: d1 = 35 мм.
С учетом вышеупомянутых требований диаметр d2 принят: d2 = 30 мм.
Диаметр d3, мм рассчитан по формуле (88) при Т3 = 418,66 Н×м и tдоп = 25 МПа [1]:
Диаметр d3 округлен по стандартному ряду Ra 40 по ГОСТ 6636-69, принят d3 = 45 мм.
Вал I: Ft1 = 2069 Н; Fa1 = 202,5 H; Fr1 = 725,3 Н.
Вал II: Ft2 = 2069 Н; Fr2 = 202,5 Н; Fa2 = 725,3 H; Ft1 = 3834,8 Н; Fa1 = 905,9 H;
Вал III: Ft2 = 3834,8 Н; Fa2 = 905,9 H; Fr2 = 1434,3 Н; F = 6882 Н.
Целью приближенного расчета валов является получение более достоверных результатов, чем после ориентировочного расчета валов, так как диаметр вала определяется из расчета на сложное напряженное состояние при действии крутящего и изгибающих моментов [1].
Исходными данными являются: силы, действующие на колеса, расстояния между линиями действия всех сил, диаметры колес.
Проекции реакций опор валов определяются из уравнений равновесия:
где Rx – проекция опоры на ось Х, Н;
Эпюры изгибающих моментов построены на растянутых волокнах, при помощи данных эпюр выявляются опасные сечения, в которых определяется суммарный изгибающий момент М.
Суммарный изгибающий момент М, Н×м [1]:
где Мx – изгибающий момент в вертикальной плоскости, Н×м;
Мy – изгибающий момент в вертикальной плоскости, Н×м.
где Т – крутящий момент на валу, Н×м;
a – коэффициент, учитывающий соответствие циклов касательного и нормального напряжений (a = 0,7 [1]).
где s-1доп – допускаемое нормальное напряжение, МПа
Уравнение равновесия для точки 1 в горизонтальной плоскости:
Уравнение равновесия для точки 1 в вертикальной плоскости:
Уравнение равновесия для точки 2 в горизонтальной плоскости:
Уравнение равновесия для точки 2 в вертикальной плоскости:
Суммарный изгибающий момент определен по формуле (93) при Mx=19,8 Н м ; My=62 Н м
Приведенный момент Mпр по формуле (94) при T=32,7 Н м:
Полученный диаметр вала меньше принятого в ориентировочном расчете.
Уравнение равновесия для точки 1 в горизонтальной плоскости:
SМ1y = Fr1× 0,037- Fr2× 0,112+R2y× 0,147+m2 - m1= 0.
Уравнение равновесия для точки 1 в вертикальной плоскости:
SМ1x = –Ft1×0,037+ Ft2×0,112+ R2x×0,147 = 0.
Уравнение равновесия для точки 2 в горизонтальной плоскости:
SМ2y = Fr2×0,035–Fr1×0,11 - R1y×0,147 +m2 - m1 = 0.
Уравнение равновесия для точки 2 в вертикальной плоскости:
SМ2x = –Ft2× 0,035 +Ft1× 0,11+R1x× 0,147= 0
Суммарный изгибающий момент определен по формуле (93) при Mx=88 Н м; My=37,7 Н м
Приведенный момент Mпр по формуле (94) при T=124,14 Н м:
Полученный диаметр вала меньше принятого в ориентировочном расчете.
Уравнение равновесия для точки 1 в горизонтальной плоскости:
SМ1y = –Fr2× 0,114+R2y× 0,154 +F× 0,244 = 0.
Уравнение равновесия для точки 1 в вертикальной плоскости:
Уравнение равновесия для точки 2 в горизонтальной плоскости:
SМ2y = –R1y× 0,154+Fr2× 0,04+F× 0,09 = 0.
Уравнение равновесия для точки 2 в вертикальной плоскости:
Суммарный изгибающий момент определен по формуле (93) при Mx=0 Н м; My=619 Н м
Приведенный момент Mпр по формуле (94) при T=418,7 Н м:
Рисунок 10 – Схема установки подшипников
радиальные нагрузки на подшипниках:
осевая сила на шестерне Fa = 202,5 Н;
частота вращения вала, n, об/мин1432;
схема установки подшипников враспор.
Для вала I принимаем однорядные конические роликоподшипники с углом контакта a = 14 ° [2].
Коэффициент осевого нагружения е [2]:
гдеFri – радиальная нагрузка соответствующей опоры, Н.
Проверяем величину соотношения [2].
гдеFai – осевая нагрузка на соответствующем подшипнике;
V – коэффициент вращения (V = 1 при вращении внутреннего кольца).
В этом случае X = 0,4; Y = 1,6 [2].
где X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;
Кб – коэффициент безопасности, учитывающий динамическую нагрузку (Кб=1,4[2]);
КТ – температурный коэффициент (КТ = 1 при t < 100 °С [2]).
P1 = (0,4×1×724 + 1,6×1108,5)×1,4×1 = 2890 Н.
Далее расчет ведем по наиболее нагруженной опоре [8]:
где КНЕ – коэффициент эквивалентности (КНЕ = 0,8);
Pi – максимальная приведенная нагрузка.
где n – частота вращения вала, об/мин;
Lп – ресурс подшипника, ч (принимаем Lп = 4596,48 ч, т. е. равным ресурсу привода).
Потребная динамическая грузоподъемность [9]:
где р – показатель степени (р = 3,33 [9]).
По [2] принимаем для обеих опор конические однорядные роликоподшипники легкой серии 7207.
Характеристики конических однорядных роликоподшипников 7207 ГОСТ 333-79
Рисунок 11- Схема установки подшипников
радиальные нагрузки на подшипниках:
осевая сила на шестернеFa1 = 905,9 Н;
частота вращения вала, n, об/мин358;
схема установки подшипников врастяжку.
Для вала II принимаем однорядные конические роликоподшипники с углом контакта a = 14°[2].
Коэффициент осевого нагружения е по формуле (96):
Осевая составляющая S, Н по формуле (97):
Проверяем величину соотношения [2].
где Fai – осевая нагрузка на соответствующем подшипнике;
V – коэффициент вращения (V = 1 при вращении внутреннего кольца).
Приведенная нагрузка по формуле (104):
В этом случае X = 0,4; Y = 1,6 [2].
Приведенная нагрузка по формуле (100):
P2 = (0,4×1×613 + 1,6×2587)×1,4×1 = 6138,2 Н.
Далее расчет ведем по наиболее нагруженной опоре [8]:
Эквивалентная нагрузка по формуле (101):
Расчетный ресурс подшипника по формуле (102) при n = 358 об/мин :
Потребная динамическая грузоподъемность по формуле (103):
По [2] принимаем для обеих опор конические однорядные роликоподшипники легкой серии 7206.
Характеристики конических однорядных роликоподшипников 7206 ГОСТ 333-79
19472,3 31000 – условие выполняется.
7.3 Подбор подшипников для вала III
радиальные нагрузки на подшипниках:
осевая сила на колесе Fa2 = 905,9 H
частота вращения вала, n, об/мин100,85;
Рисунок 12- Схема установки подшипников
Для вала III принимаем радиально – упорные шарикоподшипники с углом контакта a = 12 ° [2].
Коэффициент осевого нагружения е по формуле (96):
Проверяем величину соотношения [2].
гдеFai – осевая нагрузка на соответствующем подшипнике;
V – коэффициент вращения (V = 1 при вращении внутреннего кольца).
Приведенная нагрузка по формуле (99):
Приведенная нагрузка по формуле (100):
Далее расчет ведем по наиболее нагруженной опоре [8]:
Эквивалентная нагрузка по формуле (101):
Расчетный ресурс подшипника по формуле (102) при n = 100,85 об/мин:
Потребная динамическая грузоподъемность по формуле (103):
По [2] принимаем для обеих опор однорядные радиально – упорные шарикоподшипники легкой серии 210.
Характеристики радиальных однорядных шарикоподшипников 210 ГОСТ 8338-75
8. Конструирование элементов редуктора
Колеса изготовляются из штампованных заготовок. Штамповочные и формовочные уклоны принимаются g = 10°, радиусы закруглений R 5 мм. В дисках предусмотрены отверстия диаметром dотв = 15…25 мм для удобства изготовления и возможности снятия колес с валов съемником [2].
где m = mn – для цилиндрических колес (mn = 2,5 мм);
m = mtm – для конических колес (mtm = 1,431 мм).
Параметры зубчатых колес рассчитаны по формулам (105) – (109). Полученные данные округлены по ряду Ra 40 ГОСТ 6636-69 и занесены в табл. 7.
На венцах колес выполняются фаски, равные соответствующим модулям [8]. Основные размеры колес
8.2 Конструирование звездочек цепной передачи
По конструкции звездочки отличаются от зубчатых колес в основном формой профиля зуба. Размеры венца зависят от шага цепи рц, числа зубьев z, размеров цепи. [8].
Размеры венца звездочек роликовых цепей:
Ввн – расстояние между внутренними плоскостями пластин цепи;
гдеd1 – диаметр ролика цепи (d1 = 22,23 мм).
r = 0,5025×22,23 + 0,05 = 11,22 мм.
Параметры звездочек рассчитаны на ЭВМ в программе DM-7. Полученные данные приведены в приложении.
8.3 Конструирование элементов корпуса
Редуктор для удобства сборки имеет разборный корпус, разъем сделан в плоскости осей валов. Корпусные детали получены методом сварки. Материал корпуса – сталь.
В соответствии с требованиями технической эстетики корпус редуктора имеет строгие геометрические формы: отсутствуют выступающие части, бобышки и ребра располагаются внутри корпуса. Крышка с корпусом соединяется винтами, ввертываемыми в гнезда, нарезаемые непосредственно в корпусе. Фундаментные болты располагаются в выемках корпуса так, чтобы лапы не выступали за габариты корпуса [8].
гдеТтх – крутящий момент на тихоходном валу, Н×м (Ттх = 418,66 Н×м).
Согласно вышеприведенным указаниям принимаем толщину стенки корпуса d св = 6 мм.
Размеры основных элементов корпуса и формулы для их расчета приведены в табл. 9.
Таблица 9 Размеры основных элементов корпуса редуктора
Шпоночные соединения применены при соединении с валами:
вал I – соединение с электродвигателем;
вал II – коническое колесо и цилиндрическая шестерня;
Размеры призматических шпонок: ширина b, высота h, глубина паза вала t1, ступицы t2 выбираются в зависимости от диаметра вала d. Длина шпонки принимается из стандартного ряда на 5…10 мм меньше длины ступицы [1].
Выбранные шпонки проверены на смятие [1]:
где sсм доп – допускаемое напряжение смятия, МПа;
Т – крутящий момент на данному валу, Н×мм;
sсм доп = 200 МПа – допускаемое напряжение смятия [2].
Результаты расчета на смятие и основные параметры шпонок приведены в табл. 10.
Таблица 10. Основные параметры шпонок
Из табл. 10 видно, что условие прочности (121) выполняется.
Для хвостовика вала Шпонка 8х7х25 ГОСТ 23360-78.
Для конического колеса Шпонка 10х8х28 ГОСТ 23360-78
Для цилиндрической шестерни Шпонка 10х8х28 ГОСТ 23360-78.
Выбор посадок зависит от вида нагружения колец, действующих нагрузок, режима работы и условий эксплуатации [8].
Все подшипники проектируемого редуктора испытывают циркуляционное нагружение для внутреннего кольца и местное нагружение для наружного кольца.
В проектируемом редукторе шпоночные соединения приняты основными нормальными [8].
Выбор посадок зубчатых колес, звездочек, подшипниковых крышек
По рекомендациям [8] приняты посадки:
подшипниковых крышек и стаканов в корпус: .
Расчет соединения с гарантированным натягом
Выбираем посадку по условию Np min ≥ NT:
При вероятности неразрушения p=0,99, Np min=39 мкм.
Окончательно принимаем посадку 50 , с вероятностью неразрушения p=0,99.
Подберем соответствующую посадку в системе вала.
Пересчитаем на систему вала с основным отклонением 50 K6 посадку 50 .
Посадка 50 , обеспечивает минимальный натяг Nmin=0,054 мм.
Рассмотрим посадку 50 , она обеспечивает минимальный натяг Nmin=0,051 мм.
Поэтому можно принять посадку в системе вала 50 .
Проверку шлицевых соединений выполняют на смятие и на износ рабочих граней шлицов:
где T – расчетный крутящий момент, (T=418660 Н мм);
SF – удельный суммарный статический момент площади рабочих поверхностей
соединения относительно оси вала, (SF =749 мм/мм);
l – рабочая длина соединения, ( l=40 мм );
[σсм] – допустимое напряжение смятия, ([σсм]=256 МПа);
[σизн] – допустимое напряжение на износ, ([σизн]=20 МПа).
Шлицы нормально работают на износ и на смятие, все условия выполняются.
Для передачи крутящего момента от электродвигателя к редуктору в приводе ленточного конвейера предусмотрена установка упругой втулочно-пальцевой муфты.
Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ 21424-75. Муфта выбрана по диаметрам соединяемых валов и расчетному крутящему моменту.
где kp – коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации (kp = 1,5);
Тном – номинальный крутящий момент, Н×м (Тном = 32,67 Н×м).
Параметры выбранной муфты занесены в табл. 11.
Таблица 11 - Параметры упругой втулочно-пальцевой муфты.
Уточненный расчет валов заключается в определении коэффициента запаса s в опасных сечениях вала.
где ss – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
st – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
где s-1 – предел выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба, МПа (s-1 = 410 МПа [1]);
sa – амплитуда цикла нормальных напряжений, МПа;
sm – среднее значение нормальных напряжений, МПа;
Ks - эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе;
es - масштабный фактор для нормальных напряжений;
где М – изгибающий момент в опасном сечении, Н×м;
W – момент сопротивления изгибу, м3.
где d – диаметр вала в опасном сечении, мм;
где Fa – осевая сила, действующая на вал, Н.
где t-1 – предел выносливости материала вала при симметричных циклах кручения, МПа (t-1 = 240 МПа [1]);
ta – амплитуда цикла касательных напряжений, МПа;
tm – среднее значение касательных напряжений, МПа;
Kt - эффективный коэффициент концентрации напряжений при
et - масштабный фактор для касательных напряжений;
гдеWk – момент сопротивления кручению, м3;
Значения коэффициентов приняты: = 2,6 [2], тогда =1+0,6(2,6-1)=1,96.
Результаты расчетов сведены в таблицу 13
Таблица 13. Коэффициент запаса прочности
Основное назначение смазывания – уменьшение силы трения, снижение скорости изнашивания и отвод тепла от места контакта. Тип смазки выбираем по требуемой вязкости, зависящей от контактного напряжения и окружной скорости колес.
где nт – потребная вязкость масла для тихоходной ступени, мм2/с (nт = 43 мм2/с);
nб – потребная вязкость масла для быстроходной ступени, мм2/с (nб = 100 мм2/с).
Принято масло индустриальное И-70А ГОСТ 20799-75 с вязкостью n = 65-75 мм2/с.
Подшипники смазываются за счет масляного тумана.
Для контролирования уровня масла в редукторе предусмотрен щуп. Масло заливается через люк, одновременно служащий для контроля сборки зацепления и его состояние в период эксплуатации.
Сливается масло через сливное отверстие, закрываемое пробкой.
14. Порядок сборки и разборки редуктора
Разборка редуктора производится в следующей последовательности: сливается масло; откручиваются болты крепления крышки; откручиваются болты крепления подшипниковых крышек; снимается крышка; валы с подшипниками убираются из подшипниковых узлов; вынимается стакан, из стакана выпрессовывается вал с подшипниками; при помощи съемника с выходного вала снимается звездочка цепной передачи, кулачковая предохранительная муфта, при помощи съемника снимаются подшипники, с валов снимаются колеса, вытаскиваются шпонки. Сборка редуктора производится в обратном порядке.
1. Проектирование деталей машин. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине "Детали машин" / Б. В. Глухов, Б. Е. Татаринцев. Новосибирск, 1995. 64 с.
2. Проектирование механических передач / С. А. Чернавский Б. А. Снесарев и др. М., 1984. 560 с.
3. СТП НИИЖТ 01.01-94. Курсовой и дипломный проекты. Требования к оформлению. Новосибирск, 1993. 44 с.
4. Иванов М. Н. Детали машин. М., 1991. 383 с.
5. Курсовое проектирование деталей машин с использованием ЭВМ. Методические указания / Б. В. Глухов, Б. Е. Татаринцев. Новосибирск, 1986. 47 с.
6. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. / Конструирование узлов и деталей машин. М., 1985. 416 с.
7. Курсовое проектирование деталей машин / В. Н. Кудрявцев и др., Л. 1984. 400 с.
8. Конструирование деталей машин. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине "Детали машин" / Б. В. Глухов, Б. Е. Татаринцев. Новосибирск, 1996. 76 с.
9. Подбор подшипников качения по динамической и статической грузоподъемности / Б. В. Глухов, Б. Е. Татаринцев. Новосибирск, 1978. 42 с.
10. Учебно-исследовательская работа студентов в курсовом проектировании деталей машин. Методические указания. / Б. В. Глухов, Б. Е. Татаринцев. Новосибирск, 1987. 22 с.

Название: Привод ленточного транспортера 2
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа
Добавлен 01:51:28 01 декабря 2010 Похожие работы
Просмотров: 146
Комментариев: 15
Оценило: 2 человек
Средний балл: 5
Оценка: неизвестно   Скачать

Диаметр стяжных винтов или болтов, крепящих крышку к корпусу
Расстояние от стенки до края фланца для болта с шестигранной головкой
Расстояние от стенки до края фланца фундаментных лап
Расстояние от края фланца до оси болта
Диаметр винтов крепления торцевых крышек подшипника и крышки смотрового люка
Диаметр прилива подшипникового гнезда
Срочная помощь учащимся в написании различных работ. Бесплатные корректировки! Круглосуточная поддержка! Узнай стоимость твоей работы на сайте 64362.ru
Привет студентам) если возникают трудности с любой работой (от реферата и контрольных до диплома), можете обратиться на FAST-REFERAT.RU , я там обычно заказываю, все качественно и в срок) в любом случае попробуйте, за спрос денег не берут)
Да, но только в случае крайней необходимости.

Курсовая работа: Привод ленточного транспортера 2
Практическая Работа Зарубежная Азия
Контрольная Работа На Тему Восстание Краснобровых В Китае
Наиболее Эффективное Средство Эссе
Сочинение по теме Метель. Повести Белкина. Пушкин А.С.
Адамшылық Негізі Бар Эссе
Курсовая работа по теме Банківська система України та особливості її формування
Реферат по теме Геологическая карта месторождения 'Первенец'
Процессор Реферат По Информатике
Принципы Исполнительного Производства Реферат
Курсовая Острые Кишечные Заболевания
Отчет по практике: Кредитование в современной экономике
Дипломная работа по теме Бухгалтерский финансовый учет на предприятии
Реферат по теме Порты Северо-Западного региона России
Реферат: Economic Impact Of Tourism In Essay Research
Контрольная Работа Алгебра 7 Класс 1 Четверть
Реферат: Совет национального спасения Португалия
Педагогическая Культура Реферат По Педагогике
Реферат: Teenage Pregnancy Essay Research Paper Teenage pregnancy
Контрольная работа: Я-концепция личности: сущность, структура, принципы и механизмы
Реферат по теме Пифагор. Школа Пифагора
Доклад: Николай II
Реферат: Операційний персонал торгівельного підпріємства
Курсовая работа: Беселеві функції