Привод к скребковому конвееру. Курсовая работа (т). Технология машиностроения.

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

Вы можете узнать стоимость помощи в написании студенческой работы.

Помощь в написании работы, которую точно примут!

Похожие работы на - Привод к скребковому конвееру

Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе

Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе

Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе

Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе

Нужна качественная работа без плагиата?

Не нашел материал для своей работы?

Поможем написать качественную работу Без плагиата!

1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

5. Подбор и проверочный расчет шпонок

10. Проверочный расчет валов на выносливость

13. Технико-экономическое обоснование конструкций

Цель проекта –
проектирование привода к скребковому конвейеру. Приводная установка включает:
двигатель, клиноременную передачу, упругую муфту с торообразной оболочкой, ЦР с
шевронными зубьями. Вращательное движение от электродвигателя по средствам
ременной передачи сообщается ведущему валу редуктора, а затем через
цилиндрическую передачу с шевронным зубом – на выходной вал редуктора. Далее
через муфту передается на вал скребкового конвейера.

Редуктор – механизм
представляющий совокупность зубчатых или червячных передач помещенных в корпус,
который являются для них масляной ванной. Назначение редуктора – понижение
угловых скоростей ведомых звеньев с одновременным повышением вращающих
моментов.

Муфта – устройство
предназначенное для соединения валов между собой или валов с посаженными на них
деталями и передачи вращающего момента без изменения величины и направления.

Конвейер –
транспортирующие устройство для перемещения грузов.

1 – двигатель; 2 –
клиноременная передача; 3 – цилиндрический редуктор; 4 – упругая муфта с
торообразной формой; 5 – ведущие звездочки конвейера; 6 – тяговая цепь. I, II, III, IV – валы, соответственно, - двигателя,
быстроходный и тихоходный редуктора, рабочей машины

Допускаемое отклонение скорости
тяговой цепи δ, %

1.
Кинематический расчет и выбор электродвигателя

где, η 1 =
0,97 – КПД ременной передачи;

η 4 = 0,99
– КПД одной пары подшипников качения.

По таблице 24.9 [2; с.
417] принимаем асинхронный электродвигатель АИР 112МА6, имеющий мощность Р ном
= 3 кВт, и частоту вращения n дв = 950 мин -1

Частота вращения
выходного вала привода

n 4 =60·10 3 ·υ/Р·z             (1.4)

u= n 1 / n 4                       (1.5)

Передаточные числа двух
степеней привода

Так как u= u 1 ·
u 2 ,то приняв стандартное значение передаточного числа редуктора u 2 =4,
получим передаточное число ременной передачи

u 1 = u/ u 2                       (1.6)

n 2 = n 1 /
u 1 =950/3,69=257,1 мин -1 ;

n 3 = n 2 /
u 2 = 257,1 / 4 =64,28 мин -1 ;

Угловая скорость вращения
валов привода

ω 1 =π
n 1 /30 = π·950/30=99,4 рад/с ;           (1.8)

ω 2 =
ω 1 / u 1 =99,4/3,69=26,9 рад/с ;

ω 3 =
ω 2 / u 2 =26,9 /4=6,73 рад/с ;

Проверка: ω 4 =
π n 4 /30=π·64,28/30=6,73 рад/с

Р 2 = Р 1 ·
η 1 · η 4 =2,32·0,97·0,99=2,23
кВт;

Р 3 = Р 2 ·
η 2 · η 4 =2,16·0,98·0,99=2,16 кВт;

Р 4 = Р 3 ·
η 3 · η 4 =2,16·0,98·0,99=2,1 кВт

Т = 9550Р/n
(1.9)

Т 1 =9550 Р 1
/ n 1 =9550·2,32/950=23,35 Нм;

Т 2 =9550 Р 2 /
n 2 =9550·2,23 /257,1=82,9 Нм;

Т 3 =9550 Р 3 /
n 3 =9550·2,16 /64,28= 321,7 Нм;

Т 4 =9550 Р 4 /
n 4 =9550·2,1/64,28=312,0 Нм

Проверка: Т 4 =
Т 1 ·u· η =23,35·14,78·0,904=312,0 Нм

Результаты расчетов
сводим в таблицу 1

Таблица 1 –
Кинематические и силовые параметры привода

Расчет цилиндрической
передачи с шевронным зубом

Для изготовления шестерни
и колеса принимаем наиболее распространенную сталь 45 с
термообработкой-улучшение. По таблице 9.2 [3,с.170]выбираем: для шестерни
твердость 269…302 НВ, σ Т =650 МПа, при предполагаемом диаметре
заготовки шестерни D≤650 мм;
для колеса твердость 235..262 НВ2, σ Т =540 МПа, при
предполагаемой ширине заготовки колеса S≤80 мм. Из табличных данных выбираем примерно среднее
значение твердости как наиболее вероятное. Принимаем: твердость шестерни 280 НВ 1 ;
колеса – 260 НВ 2 . При этом НВ 1 –НВ 2 =280-250=40
– условие соблюдается.

σ НР =σ НО ·z Н ·0,9/S Н                              (2.1)

где σ но –
предел контактной выносливости;

z Н =1-
коэффициент долговечности (для длительных рабочих передач)

S Н =1,1 – коэффициент запаса прочности для улучшенных
колёс,[3; с. 187]

σ НР =0,45(σ нр1 +
σ нр2 )≥ σ нр min               (2.3)

σ НР =0,45(516+466)
= 442 МПа – условие не выполняется

σ F Р =σ F О ·Υ N /
S F                     (2.4)

где σ F О - предел изгибной выносливости соответствующий
базовому числу циклов напряжений

Υ N =1 – коэффициент долговечности [3;
с.194];

S F =1,75 – коэффициент запаса прочности
[3; с.194];

Принимаем стандартное
значение α W =140 мм [3;
с.171]

b 2 = Ψ ba ·
α W                (2.7)

m n =
(0,01…0,02) α W                        (2.8)

Принимаем стандартное
значение m n = 2 мм [3; с.157]

Принимаем минимальный
угол наклона зубьев β min =25º и определяем суммарное число зубьев

z ∑
= (2 α W · cosβ min )/ m n                (2.9)

cosβ= m n z ∑ /2 α W                (2.10)

z 1 = z ∑ /(u+1)                  (2.11)

u ф = z 2 /
z 1                      (2.12)

u ф =101/25=4,04;∆u=(u
- u ф )/u·100 % ≤4 %

Основные геометрические
размеры передачи

d= m n z/ cosβ                (2.13)

α W =( d 1 + d 2 )/2 =140 мм        (2.14)

Диаметры окружностей
вершин зубьев шестерни и колеса:

d а =d + 2 m n                               (2.15)

Ширина зубчатых колес с
учетом дорожки α для выхода червячной фрезы, при m n =2мм

α=14 m n                         (2.16)

Окружная скорость колес и
степень точности передачи

υ=π· d 1 · n 1 /60                (2.17)

по таблице 9.1 [3;с.163]
принимаем 8-ю степень точности

F t =2T 2 /d 2 – окружная            (2.18)

F r = F t tq20º/cosβ – радиальная                 (2.19)

Ψ d =b 2 /d 1                       (2.20)

При этом К НВ =1,
по таблице 9.5 [3;с.192]

К нυ =1,1, по таблице 9.6 [3;с.193] ;

К на =1,12, по
таблице 9.6 [3;с.193]

σ н =266/
α W u ф √Т 2 К на
К нβ К на (u ф +1) 3
(2.21)

σ н =266/140·4,04√321,7·10 3 ·1·1,1·1,12(4+1) 3 =447
МПа

Проверочный расчет зубьев
на изгиб. Этот расчет выполняется по зубьям шестерни. Это объясняется тем, что
материал шестерни и колеса одинаков, но толщина зубьев шестерни у основания
ножки меньше, чем у зубьев колеса, поэтому и прочность их ниже по сравнению с
прочностью зубьев колеса.

z V 1 = z 1 / cos 3 β
(2.22)

Υ В =1-
βº/140º=1-25º49´/140=0,818 [3;с.192]

σ F 2 = Υ F 1
Υ В F t /
b 2 m n K Fα K Fυ К FB                            (2.24)

σ F 2 =3,9·0,818·2872/56·2·0,91·1,3·1,2=116
МПа

σ F 1 = σ F 2
Υ F 1 / Υ F 2 =116·3,9/3,6=126 МПа            (2.25)

Результаты расчетов
сводим в таблицу 2

Таблица 2 – Параметры
зубчатой цилиндрической передачи,мм

Изгибная выносливость зубьев
обеспечена

По номограмме [1;с.123]
принимаем сечение клинового ремня А нормального сечения

Определяем диаметра
ведомого шкива d 2

d 2 = d 1 u( 1-ε )                (2.26)

где, ε=0,015- коэффициент скольжения
[1;с.81]

Принимаем d 2 =355, по таблице К40 [1;с.449]

Уточняем фактическое
передаточное число u ф

u ф = d 2 / d 1 ( 1-ε
)           (2.27)

∆u= u ф – u/ u·100%=3,6 – 3,69/ 3,69·100% =2,4 %≤3%

Определяем межосевое
расстояние α, мм

α≥0,55(d 1 + d 2
) +h(H)            (2.28)

где, h(H)=8 – высота сечения клинового ремня по таблице К31 [1;с.440]

Определяем расчетную
длину ремня L Р

L=2α+π/2(d 1 + d 2
)+(d 2 – d 1 ) 2 /4 α             (2.29)

L=2·258+3,14/2(100+355)+(355-100)
2 /4·258=1293 мм

Принимаем L=1250 мм, по таблице К31[1;с.440]

Уточняем значение
межосевого расстояния

α=1/8[2L-π (d 2 +d 1 )+√[ 2L-π (d 2
+d 1 )] 2 -8(d 2 – d 1 ) 2 ] (2.30)

α=1/8[2·1250 – 3,14(355+100)+√[2·1250-3,14(355+100)]
2 -8(355-100) 2 ]=354 мм

При монтаже передачи
необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 L=0,01·1250=12,5 мм для
обеспечения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 L=0,025·1250=31,25 мм для
увеличения натяжения ремней.

Определяем угол обхвата
ремней ведущего шкива

α 1 =
180º - 57º (d 2
– d 1) /α                  (2.31)

α 1 =
180º- 57º (355- 100)354 - 57º =127º>120º

U=4,97/1250=0,004 с    -1              (2.32)

υ=πd 1 n 1 /60·10 3                        (2.33)

υ=3,14·100·950/60·10 3 =4,97≤25 м/с

Р=Р о С Р С α С 1 Сz                    (2.34)

где, Р о =0,67
кВт – допускаемая приведенная мощность, по таблице 5.2 [1;с.89]

С Р =1 –
коэффициент динамической нагрузки;

С α =0,95 –
коэффициент угла обхвата;

С υ =1,04
– коэффициент влияния от натяжения от центробежных сил;

Сz=0,9 – коэффициент
числа ремней в комплекте

С 1 =1 –
коэффициент влияния отношения L/l [1;с.82]

Определяем количество
клиновых ремней

Определяем силу предварительно
натяжения ремня

F o =850 Р ном С 1 /
zυ С α С Р                 (2.36)

F o =850·2,32·1,04/4·0,95·1·4,97=109
Н

F t = 2,32·10 3 /4,97=466 Н                  (2.37)

Определяем силы натяжения
ведущей F 1 и ведомой F 2 ветвей

F 1 = F o + F t /2z               (2.38)

Определяем силу давления
ремней на вал

F on =2
F o z·sin α 1 /2                   (2.39)

Результаты расчета сводим
в таблицу 3

Таблица 3 – Параметры
клиноременной передачи,мм

Предварительное натяжение ремня F o

3. Предварительный
расчет валов редуктора

Предварительный расчет
валов редуктора ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры
каждой ступени вала : ее диаметр и длину. Ведущий вал

где Т 2 =82,9
Нм, вращающий момент на валу

Принимаем диаметр
выходного конца вала d в1 =30 мм

Диаметр вала под
подшипники принимаем d п1 =35 мм

Рисунок 1 – Конструкция
ведущего вала

где Т 3 =321,7
Нм, вращающий момент на валу

Диаметр вала под
подшипники принимаем d в2 =45 мм

Диаметр под зубчатое
колесо d к2 =50 мм

Рисунок 2 – Конструкция
ведомого вала

электродвигатель
шпонка подшипник вал

Конструктивные размеры
шестерни и колеса

Шестерня выполняется за
одно целое с валом

L ст =(1,2…1,5)50=60..75        (3.2)

Компоновку проводят в2
этапа.1-ый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и
звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и
подбора подшипников.

Примерно посередине листа
параллельно его длиной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем 2
вертикальные линии – оси валов на расстоянии α W =140 мм.

Вычерчиваем упрощенно
шестерню и колесо в виде прямоугольников, шестерня выполнена за одно целое с
валом, длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы
прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю
стенку корпуса. Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой
корпуса А 1 = 1,2 δ . Принимаем зазор окружности вершин зубьев
колеса до внутренней стенки корпуса А = δ . Назначаем радиальные
шарикоподшипники легкой серии.

Таблица – 4
Шарикоподшипники радиальные однорядные, мм ГОСТ 8338-75

5. Подбор
и проверочный расчет шпонок

Для соединения вала с
деталями передающих вращение, кручение принимаем призматические шпонки из стали
имеющие σ в ≥600 МПа – сталь 45, по таблице 8.9 [4;с.171].Длину
шпонки назначаем из стандартного ряда, так чтобы она была несколько меньше
длины ступени.

Таблица5 – Шпонки
призматические, мм ГОСТ 23360-78

δ=0,025 а+1                  (6.1)

δ 1 =0,02·140+1=3,8
мм           (6.2)

Толщина фланцев поясов
корпуса и крышки для верхнего пояса

L 1 =1,5 δ 1                                                            (6.3)

d 1 =(0,03…0,036) а+12                     (6.7)

d 1 =(0,03…0,036) ·140+12=16,2…17мм

Крепящую крышку к корпусу
у подшипников

d 2 =(0,07…0,75) d 1
(6.8)

d 3 =(0,5…0,6) d 1
(6.9)

Размер определяющей положение
болтов d 2

е=(1…1,2) d 2                           (6.10)

q≥0,5 d 2 + d 3                 (6.11)

Выбираем муфту по ГОСТ
20884-82 – упругая муфта с торообразной оболочкой

=2Т 3 /(πD 1 2 δ)≤ τ adm =0,5 МПа(7.1)

=2·321,7·10 3 /(3,14·210 2 ·14)0,33
МПа≤τ adm =0,5МПа

Рисунок 4 – Расчётная
схема ведущего вала

∑М А =0; -F n 1 ·0,031+ F r 1 ·0,054-R BY ·0,108 =0;

∑М В =0; -F n 1 ·0,139-F r 1 ·0,054+R А Y ·0,108 =0;

∑F i =-F n 1 +R А Y -F r 1 +R BY =-780+355-1158+1583=0

R АХ = R ВХ =F t 1 /2=2872/2=1436 Н

Определяем суммарный
изгибающий момент в сечении вала по формуле

Рисунок 5 – Расчетная
схема ведомого вала

Определяем суммарный
изгибающий момент в сечении вала

Предварительно принимаем
шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии 207 по ГОСТ 8338-7, С r =20,1 кН; С о r =13,9кН

Определяем коэффициент
влияния осевого нагружения

Принимаем коэффициенты по
таблице 9.3 [1; с.133])

Х=0,56 - коэффициент
радиальной нагрузки;

Y=1,31 - коэффициент осевой нагрузки;

е=0,34 - коэффициент
осевого нагружения;

Определяем осевые
составляющие радиальной нагрузки

Определяем динамическую
грузоподъемность

где ,рад/с- угловая скорость на валу;

Предварительно принимаем
шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии 209 по ГОСТ 8338-7, С r =2571 кН; С о r =18,9кН

Определяем коэффициент
влияния осевого нагружения

Принимаем коэффициенты по
таблице 9.3 [1; с.133])

Х=0,56 - коэффициент
радиальной нагрузки;

Y=1,3 - коэффициент осевой нагрузки;

е=0,33 - коэффициент
осевого нагружения;

Определяем осевые составляющие
радиальной нагрузки

Определяем динамическую
грузоподъемность

где ,рад/с- угловая скорость на валу;

10. Проверочный
расчет валов на выносливость

Уточненные расчеты на сопротивление
усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и
усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояние поверхности. Расчет
выпоняют в форме проверки коэффициента S запаса прочности, минимально допустимое значение которого
принимают в диапазоне [S] =1,5-2,5
в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушение вала,
точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и
контроля.

Для каждого из
установленных предположительно опасных сечений вычисляют коэффициент S:

где S σ и S τ – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжением,
определяемые по зависимостям

Здесь и – амплитуды напряжений цикла; и - средние напряжения цикла ; и - коэффициенты чувствительности к асимметрии
цикла напряжений для рассматриваемого сечения.

В расчетах валов
принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: и , а касательные напряжения –по отнулевому циклу
: и

Напряжение в опасных
сечениях вычисляют по формулам

где - результирующий изгибающий момент, Н·м;
М к – крутящий момент ( М к = Т), Н·м; W и W к – моменты сопротивления сечения вала при изгибе и кручении, мм 3

Пределы выносливости вала
в рассматриваемом сечении:

где и - пределы выносливости гладких образцов при
симметричном цикле изгиба и кручения (таблица 10.2 [2; с.163]); и - коэффициенты снижения предела выносливости.

Значения и вычисляют по зависимостям:

где и - эффективные коэффициенты концентрации
напряжений; и - коэффициенты влияния
абсолютных размеров поперечного сечения (таблица 10.7 [2; с.170]); и - коэффициенты влияния качества поверхности
(таблица 10.8 [2; с.170]); - коэффициенты влияния поверхностного
упрочнения (таблица 10.9 [2; с.170]);

Коэффициенты влияния
асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала

где - коэффициент чувствительности
материала к асимметрии цикла напряжений (таблица 10.2 [2; с.163]).

Вал ведомый. Сечение 2-2
– место установки зубчатого колеса на вал d=55мм; колесо посажено с натягом концентрат напряжений
гарантирован натягом. Материал валов – сталь 45

Пределы выносливости в
рассматриваемом сечении

Коэффициенты запаса
прочности по нормальным и касательным напряжениям

Смазывание зубчатого
зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь
корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V из расчета 0,4… 0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности: V=2,32·(0,4…0,8)=1,44…2,88
дм 3

По таблице 10.21 [ 1.,с.255]
устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σ НР =466
МПа и скорости υ =0,76 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть
примерно равно 34· 10 -6 м 2 /с. По таблице 10.21 [1.,с.255]
принимаем сорт масла И-Г-А 32

(индустриальное- для
гидравлических систем – масло без присадок – класс кинематической вязкости 32, по
ГОСТ 17479.4-87).

Определение уровня
масла.При окунании В масляную ванну колеса

mПохожие работы на - Привод к скребковому конвееру Курсовая работа (т). Технология машиностроения.
Дипломная работа по теме Неправомерное завладение автомобилем или иным транспортным средством без цели хищения
Эссе На Тему Справедливо Ли Решение Соломона
Кровля Деревянные Конструкции Курсовой
Контрольная работа: Биология с основами экологии
Доклад по теме Золотое кольцо
Ценообразование На Рынке Труда Реферат
Дневник Отчет Учебной Практики
Сочинение по теме Бути філософом – це доля
Дипломная работа по теме Проектирование электроснабжения города Нерчинска
Медицинские Осмотры Курсовая
Контрольная работа по теме Политическое сознание
Реферат по теме Развитие речи дошкольников
Дипломная работа по теме Эстетика взаимодействия
Контрольная Работа По Немецкому 7
Бунташный Век Сочинение Историческое
Сочинение На Тему Сказки О Золотой Рыбке
Реферат На Тему Становление И Эволюция Коммуникативной Методики Обучения
Реферат: Жерар, Шарль актёр
Сочинение На Тему Вежливый Человек
Доклад: Сохранившиеся памятники архитектуры Древней Руси XI-начала XIII вв.
Реферат: Информационные ресурсы общества
Похожие работы на - Суггестивные приемы в интернет-рекламе
Похожие работы на - Гиперсомния

Привод к скребковому конвееру. Курсовая работа (т). Технология машиностроения.

Report Page