Привод ленточного конвейера - Производство и технологии курсовая работа
Главная
Производство и технологии
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.
посмотреть текст работы
скачать работу можно здесь
полная информация о работе
весь список подобных работ
Нужна помощь с учёбой? Наши эксперты готовы помочь!
Нажимая на кнопку, вы соглашаетесь с
политикой обработки персональных данных
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Министерство образования и науки Российской Федерации
ФГБОУ ВПО «Алтайский Государственный Технический Университет
Факультет инновационных технологий машиностроения
по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»
1.1.1 Определение требуемая мощность
1.1.2 Определение требуемой частоты вращения
1.1.3 Выбор стандартного электродвигателя
1.2 Определение передаточных чисел передач
1.2.1 Общее передаточное число привода для выбранных электродвигателей
1.2.3 Выбор стандартного передаточного числа редуктора
1.2.4 Уточнение передаточного числа редуктора
1.3 Определение частоты вращения, мощности, вращающего момента на валах привода
2. Расчет зубчатой конической передачи
2.3 Проектировочный расчет передачи
2.3.1 Определение допускаемых напряжений
2.3.1.1 Определение допускаемых контактных напряжений
2.3.1.2 Определение допускаемых напряжений изгиба
2.3.2 Диаметр внешней делительной окружности
2.3.4 Определение основных размеров передачи
2.4 Проверочный расчет передачи на прочность
2.4.1 Расчет на прочность по контактным напряжениям
2.4.2 Расчет на прочность зубьев колеса по напряжениям изгиба
4. Выбор стандартного редуктора в привод
5.2 Конструирование подшипниковых узлов
5.4 Конструирование корпусных деталей
6. Расчет и проектирование шпоночных соединений
7. Расчет тихоходного вала редуктора на прочность
7.2 Определение изгибающих и крутящих моментов в сечениях вала
7.3 Определение напряжений в опасных сечениях
7.4 Расчет на сопротивление усталости
7.5 Расчет на статическую прочность
8. Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность
11. Вопросы смазки и техники безопасности
Основой работы большинства технологических машин является механическое движение их рабочих органов. Механическая энергия реализуется и передается на расстояние машинами, называемыми механическими приводами. В приводе происходит преобразование параметров движения до требуемых потребителем значений. В большинстве случаев привод является самой ответственной и дорогостоящей частью технологического оборудования и к его качественным показателям предъявляются высокие требования. По этой причине задача создания высокоэффективных приводов является весьма актуальной.
В соответствии с техническим заданием на проектирование разрабатывается привод ленточного конвейера. В кинематической схеме привода электродвигатель соединяется с редуктором муфтой упругой, редуктор с валом машины цепной передачей. Схема редуктора - конический одноступенчатый с горизонтальным расположением осей валов.
Исходные данные: F = 1,5кН- окружная сила на барабане; V = 2,0 м/с -скорость движения ленты конвейера; D = 300 мм - диаметр барабана.
Ленточный конвейер относится к машинам непрерывного транспорта и предназначен для перемещения насыпных и штучных грузов. Во время эксплуатации вал машины нагружен мало изменяющейся нагрузкой, реверсивность (смена направления) которой не предполагается. Режим нагружения привода легкий.
Заданы срок службы привода L=4 лет, коэффициенты суточной (К с =0,5) и годовой (К Г =0,6) загрузки, массовый объем производства.
редуктор напряжение электродвигатель зубчатый
1.1.1 Требуемая мощность электродвигателя
1) Потребляемая мощность (для приводного вала машины)
2) КПД общий с учетом кинематических пар и механизмов для проектируемого привода
1.1.2 Требуемая частота вращения вала двигателя
1) Частота вращения привода вала (вала машины):
2) Ожидаемое общее передаточное число с учетом передач для проектирования привода:
- передаточное число конического редуктора;
- передаточное число цепной передачи.
Минимальное и максимальное общее передаточное число:
Тогда минимальная и максимальная требуемая частота вращения вала двигателя:
1.1.3 Выбор стандартного электродвигателя
Выбираем электродвигатель по таблице 3.1 с учетом условий: мощность ближайшего двигателя - ; по диапазону частоты вращения подходят несколько двигателей.Предварительно выбираем два наиболее быстроходных двигателя, технические данные которых заносим в таблицу:
1.2 Определяем передаточные числа передач привода
1.2.1 Общее передаточное число привода для выбранных электродвигателей:
Передаточное число редуктора определяем с учетов передаточного числа цепной передачи, которое предварительно принимаем -
Результатов расчетов заносим в таблицу:
В диапазон рекомендуемых передаточных чисел не входят значения: ,
1.2.3 Выбор стандартного передаточного числа редуктора
Расчетные значения округляем до ближайшего стандартного по таблице 6 - .
1.2.4 Уточнение передаточного числа цепной передачи
С учетом стандартного значения уточняем передаточное число цепной передачи:
1.3 Определяем частоту вращения, мощность, вращающий момент на валах привода
Полученное расчетное значение частоты практически совпадает, с учетом погрешностей вычислений, с величиной , которую определяли выше по исходным данным.
Полученное расчетное значение мощности п совпадает, с учетом погрешностей вычислений, с величиной потребляемой мощности , которую определяли выше по исходным данным.
2. Расчет зубчатой конической передачи
Исходные данные для расчета определяем на основе данных технологического задания и результатов кинематического расчета привода.
1) Кинематические и силовые параметры: а) передаточное число u=3,55; б) частота вращения шестерни n 1 =n Б =950мин -1 ; в) вращающий момент шестерни Т 1 =Т Б =34,16Нм ; 2) Сведения о передачи: с прямым зубом; 3) Срок службы L h в часах: L h =L*365*K г *24*К с =4*365*0,6*24*0,5=10512 (по заданию L=4 лет, К с =0,5 K г =0,6) ; 4) Режим работы: легкий(Л); 5) Объём производства Q -массовое.
2.2 Выбор материала твердости колес
Согласно рекомендациям таблиц для прямозубой передачи при массовом объёме производства и вращающем моменте Т 1 <50 Нм выбираем вариант №3 материала колес передачи:
1) Ориентировочное значение диаметра внешней делительной окружности колеса по (46):
где значения коэффициентов выбираем по таблице 29 (при твердости колес Н 1 ?350 НВ и H 2 ?350 HB ): К=30; ? Н -коэффициент: для прямозубых конических передач принимают ? Н =0,85
Окружную скорость передачи определяем по формуле (47):
2) Степень точности передачи выбираем по таблице 13. Так как передача с прямым зубом и производство массовое,то принимаем степень точности n CT =n CT табл =8.
2.3.1 Определение допускаемых напряжений
2.3.1.1 Допускаемые контактные напряжения
Для расчета допускаемых контактных напряжений определяем:
1) Пределы контактной выносливости колес передачи по таблице 14:
2) Коэффициенты запаса прочности по таблице 14: S H 1 =1.1; S H 2 =1.1.
3) Для расчета по (16) коэффициентов долговечности определяем: а) по таблице 15 базовое число циклов напряжений:
б) по формуле (17) эквивалентное число циклов нагружения:
где коэффициент эквивалентности для легкого режима µ Н =0,125 (таблица 16).
Т.к. по условию (16) Z N ?1, то принимаем Z N 1 =Z N 2 =1.
4) Коэффициенты шероховатости по таблице 17: Z R 1 =Z R 2 =0.95.
5) Коэффициенты окружной скорости по таблице 17:Z V 1 =Z V 2 =1.0.
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса по (15):
Для расчета конической передачи с прямым зубом определяем по (19) допускаемое контактное напряжение
2.3.1.2 Допускаемые напряжения изгиба
Для расчета допускаемых напряжений изгиба определяем:
Пределы выносливости зубьев колес при изгибе по таблице 18:
[?]F lim1=1,75* ННВ=1,75*285=498,75 МПа.; [?]F lim2=1,75* ННВ=1,75*250=437,5 МПа.
2) Коэффициенты запаса прочности по таблице 18: S F 1 =1.7 ;S F 2 =1.7.
3) Для расчета по (22) коэффициентов долговечности определяем: а) по таблице 18 показатели степени кривой усталости: q1=6 ; q2=6;
б) по (23) эквивалентное число циклов нагружения зубьев колес:
где коэффициент эквивалентности для легкого режима работы µ F 1 =0.038,µ F 2 =0.038 (таблица 16)
Коэффициент долговечности шестерни и колеса с учетом условия (22) принимаем Y N 1 =Y N 2 =1,так как N EF >4*10 6 .
4) Коэффициенты шероховатости переходной поверхности между зубьями принимаем
Y R 1 = Y R 2 =1 (полагая, что Rz<40 мкм)
5) Коэффициент влияния реверсивности нагружения принимаем Y A =1 (при одностороннем приложении нагрузки).
Допускаемые напряжения изгиба по (21):
2.3.2 Внешний делительный диаметр колеса
Для расчета делительного диаметра колеса определяем:
Коэффициент внутренней динамики нагружения по таблице 20: KHV=1.12 (для прямозубых колес с n CT=8 (принимаем n CT=9 на одну грубее ), Vm=2.87 м/с; значение получаем интерполированием).
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца в начальный период работы по таблице 21: K0Hв=1.19 (значение получаем интерполированием);при этом вычисляем по формуле (50)
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки после приработки для колес с прямым зубом
Внешний делительный диаметр колеса по формуле (49)
Расчетное значение округляем по таблице 23,принимаем d e 2 =250 мм.
Для расчета внешнего торцового модуля m e определяем:
1) Коэффициент ? F для колес с прямым зубом выбирают по таблице 29:
2) Коэффициент внутренней динамики нагружения по таблице 24: K FV =1.33 (для прямозубых колес с n CT =8, V m =2,87 м/с; значение получаем интерполированием).
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца для колес с прямым зубом по формуле (34)
1) Ширина зубчатого венца колеса b=0.285•R e =0.285•129,88=37,016 мм, где предварительное значение внешнего конусного расстояния
Расчетное значение округляем по таблице 23,принимаем b =38 мм.
Внешний торцовый модуль m e по формуле (51)
где [у] F =257,4 МПа -минимальное допускаемое напряжение изгиба. Принимаем =2,0мм
2.3.4 Определение основных размеров передачи
Число зубьев шестерни и колеса конической передачи
Фактическое передаточное число передачи
Значение uф отличается от номинального u на 0,59% (допускается 4%).
Для дальнейших расчетов принимаем передаточное число u=uф=3,571.
Углы делительных конусов колес передачи:
шестерни- д1=arctg(1/uф)=arctg(1/3,571)=15,6440;
колеса-д2=900-д1=90-15,644=74,3560.
Коэффициент радиального смещения для шестерни
где угол наклона средней линии зуба для колес с круговым зубом принимаем в=0 0 . Коэффициент радиального смещения для колеса x 2 =-x 1 =-0.3114.
2) Основные диаметры колес передачи.
Диаметры шестерни и колеса передачи по формулам таблицы 30:
2.4.1 Расчет на контактную прочность
Контактные напряжения определяем по формуле (54):
Контактная прочность обеспечена ? H =442.98 МПа?[?] Н =492,272МПа,недогрузка составляет 11%,что допускается.
2.4.2 Расчет на прочность при изгибе
Для расчета напряжений изгиба определяем:
1) Эквивалентное число зубьем колес:
2) Коэффициенты формы зуба по таблице 27:
Напряжение изгиба для зубьев колеса и шестерни по (56):
Прочность зубьев на изгибе обеспечена: у F 2 =109.9 МПа?[ у] F 2 =257,4 МПа ; у F 1 =113.5 МПа?[ у] F 1 =293,4 МПа.
2.4.3 Расчет на прочность при действии максимальных пиковых нагрузок
Проверяем условие прочности (44) по максимальным контактным напряжениям:
где [у] max =2.8•640=1792 МПа-допустимые максимальные напряжения для зубьев колеса (у Т =640 МПа предел текучести).
Проверяем условие прочности(45) по максимальным напряжениям изгиба для зубьев шестерни и колеса:
где Y max 1-2 =4 (термообработка улучшение)-максимально возможный коэффициент долговечности; K S =1.2-коэффициент частоты приложения пиковой нагрузки при единичных нагрузках.
Определяем силы в зацеплении по формулам таблицы 31:
Примечание: Силы на колесе соответственно равны Fr2=FFa1 ; Fa2=Fr1. Для прямозубых передач б=20°.
3. Расчет и проектирование цепной передачи
1) Кинематические и силовые параметры: а) передаточное число U цеп =2,1; б) частота вращения ведущей звездочки n 1 =n т =267.61 мин -1 ;
в) вращающий момент ведущей звездочки Т 1 =Т Т =116,42 Нм;
Динамичность нагрузки: спокойная безударная;
3) Количество смен работы: двусменная работа при коэффициенте суточного использования К с =0,5
4) Способ смазывания: периодический К с =1,5; Режим работы: двусменный К р =1,25; Положение передачи: наклон линии центров звездочек к горизонту, град (и?45 о ): К и =1,0; Регулировка натяжения: периодическая К рег =1,25; Динамичность нагрузки: равномерная К д =1,0;
2. Фактическое передаточное число [4]
Отклонение фактического передаточного числа от заданного составляет 0.95%, что в пределах нормы.
Допускаемое давление в шарнирах цепи
Коэффициент рядности цепи m: 1ПР - m=1
Ориентировочное значение шага цепи [4]
Принимаем ближайшее большее значение t=25.4мм
Выбираем по таблице 53 цепь приводную роликовую 1ПР-25.4-60 ГОСТ13568-97
Приняв соотношение между межосевым расстоянием и шагом 35.
Полученное значение округляем до =120
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния: монтажное межосевое расстояние принимаем:
С учетом принятых числа звеньев и шага:
1) Диаметры делительных окружностей
Проверяем выполнение основных условий оценки работоспособности цепной передачи:
Частота вращения ведущей звездочки [4]:
где - допускаемая частота вращения цепи.
1. Число ударов шарниров цепи о зубья звездочки [4]:
а) разрушающая нагрузка цепи Q=60000Н
б) силу предварительного натяжение цепи определяем по формуле:
в) силу натяжения цепи от центробежных сил определяем по формуле
4. Сила, действующая на валы звездочек [4]:
Где =1,15- коэффициент нагрузки вала при спокойной нагрузке с углом наклона линии центров звездочек .
Работоспособность цепной передачи обеспечена.
4. Выбор стандартного редуктора в привод
1) Для проектируемого привода определено передаточное число u ред =3,55.
2) Эквивалентный вращающий момент тихоходного вала по формуле равен:
Т Е =Т Т *К Э *К Н =116,42*0,7*1=81,5?125 Н*м,
где Т Т =262.73Н*м расчетный вращающий момент тихоходного вала, из кинематического расчета; К Н =1 - коэффициент спокойного характера нагрузки; К Э - коэффициент условий эксплуатации:
здесь К РЕЖ - коэффициент для среднего режима работы;
К ПВ - коэффициент продолжительности включений для среднего режима работы;
К ЧС - коэффициент продолжительности работы в сутках.
С учетом условия Т Е =81,5 Н*м ? [ Т Т ] предварительно выбираем
К-125-3,15-41 У2, для которого допускаемый вращающий момент тихоходного вала [ Т Т ]=125 Н*м.
F П * К Э *К Н =1630,8*0,7*1=1141,6 Н ? [ F Т ]
1) В соответствии со схемой редуктора в приводе, учитывая расположение осей входного и выходного валов в пространстве, выбираем по рис. 9 [4] вариант сборки редуктора 41.
Окончательно выбираем в привод с учетом среднего режима работы одноступенчатый редуктор вариантов сборки 41: Редуктор К-125-3,15-41 У2.
81,5?125 Н*м; 1141,6 Н ? [ F Т ]=1400 - условия выполняются.
Выполняем эскиз быстроходного вала, ориентируясь на типовые конструкции быстроходных валов и прототип проектируемого конического одноступенчатого редуктора.
4. Диаметр резьбы под шлицевую гайку
Выполняем эскиз тихоходного вала, ориентируясь на типовые конструкции тихоходных валов и прототип проектируемого конического одноступенчатого редуктора.
5.2 Конструирование подшипниковых узлов
Выбираем [6] роликовые конические подшипники (ГОСТ 27365-87)
d = 45 мм; D = 85 мм; Т наиб = 21 мм; B = 19 мм;
с = 16 мм; r = 2 мм; r 1 = 0.8 мм; Cr = 62,7 кН;
С 0 r = 50,0 кН; е = 0,40; Y = 1,5; Y 0 = 0,8.
d = 40 мм; D = 80 мм; Т наиб = 20 мм; B = 18 мм;
с = 16 мм; r = 2 мм; r 1 = 0.8 мм; Cr = 58,3 кН;
С 0 r = 40,0 кН; е = 0,37; Y = 1,6; Y 0 = 0,9.
Выбрали для быстроходного и тихоходного валов соответственно:
Подшипник 7209А и Подшипник 7208А ГОСТ 27365-87.
(Изготавливают из чугуна марок СЧ15, СЧ20)
Глухая привёртная крышка Сквозная привёртная крышка
(Манжеты резиновые армированные для валов, ГОСТ 8752-79)
Для быстроходного и тихоходного вала выбрали:
(Стаканы обычно выполняют литыми из чугуна СЧ15)
Стакан конического быстроходного вала:
д) Выбор шлицевой гайки и многоступенчатой шайбы
(Гайка круглая шлицевая класса точности А, ГОСТ 11871-88)
Гайка M42*1,5 - 7H.05.05 ГОСТ 11871 - 88
- Выбор шайбы стопорной многолапчатой [1].
Коническое зубчатое колесо при внешнем диаметре вершин зубьев d ae >250,74мм. И массовом производстве:
С = (0,3…0,4) • b 2 = 0,4•32 = 12,8 мм
f= (0,5…0,7) • m = 0,7 • 2,0= 1,25 мм
5.4 Конструирование корпусной детали
Болт крепления крышки люка смотрового
6. Расчет и проектирование шпоночных соединений
7. Расчет тихоходного вала редуктора на прочность
Силы в зацеплении действующие на колесо:
a = 0.5 * (В+(d+D)/2*tgб)=0.5(18+(40+80/2)tg14)=16.5
где В = 22 мм, d = 40 мм, D = 80 мм - параметры подшипников на тихоходном валу.
Определение реакций в опорах в плоскости XOZ
F ОПх *l 3 + F r2 *l 1 - F a2 *d m /2- R BX *l п =0
F ОПх *( l 1 + l 2 + l 3 ) + R AX *(l 1 +l 2 ) - F r2 *l 1 + F a2 *d m /2=0
R B Х = (-1153*80 + 111*90 + 398*107)/(152) = 261H
R A Х = (1153*232 - 398*107- 111*62)/(152) = 1525H
УF x =0 - F ОПх + R AX - F r2 + R BX =0 - 1153 + 1525- 111 - 261 = 0
Определение реакций в опорах в плоскости YOZ
F ОП Y *l 3 - F t2 *l 2 - R BY *(l 1 +l 2 )=0
F ОП Y *( l 1 + l 2 + l 3 ) - R Ay *( l 1 + l 2 ) + F t2 *l 2 = 0
R BY = (-1153*80 + 1139*90)/(152) = 68H
R AY = (1153*232 + 1139*62)/(152) =2224 H
УF y =0 F ОП Y - R AY + F t2 - R BY =0; 1153 + 1139 - 2224 -68 = 0
R A =v(R AX 2 +R AY 2 )=v(1525 2 + 2224 2 ) = 2697 H
R B =v(R BX 2 +R BY 2 )=v(261 2 + 68 2 ) = 270 H
7.2 Определение изгибающих и крутящих моментов в сечениях вала
В горизонтальной плоскости XOZ относительно оси Y
Сечение А: M Л УА =-F ОПХ *l 3 = -1153*80 = -92240Н*мм
Сечение А: M П УА =F r 2 *l 1 +F A 2 *107- R BX (l 1 +l 2 ) = 111*90+398*107- 261(90+62) = 9990+42586-39672=12904 Н*мм
Сечение C: M П yc =-R BX *l 2 =-261*62=-16182
Сечение C: M Л yc =R А X *l 1 -F ОПХ (l 1 +l 3 )=1525*90-1153*170=-58760
В вертикальной плоскости YOZ относительно оси X
Сечение А: M Л X А =F ОП Y *l 3 = 1153*80 = 92240Н*мм
Сечение А: M П X А =-F t 2 *l 1 +R BY (l 1 +l 2 ) = -1139*90+68*152 = -92174 Н*мм
Сечение C: M П XC =R BY *l 2 =68*62=4216
Сечение C: M Л XC =-R А Y *l 1 +F ОП Y (l 1 +l 3 )=1153*170-2224*90=-4150
Крутящий момент М К передается вдоль оси вала, а т.к. редуктор одним потоком мощности, то величина М К в разных сечениях постоянна и совпадает со значением вращающего момента тихоходного вала.
М И C =v(М Х C 2 +М У C 2 )=v((4216) 2 +(16182) 2 )=16723 Н*мм
М ИА =v(М ХА 2 +М УА 2 )=v(12904 2 +92240 2 )= 93138Н*мм
7.3 Определение напряжений в опасных сечениях
W ИС =0,1d 3 = 0,1*50 3 =12500мм 3
Где d=50 мм - диаметр вала под колесом
Амплитуда напряжений: у а =у И D =М И C /W И C =16723/12500 =1.33 МПа
Амплитуда напряжения кручения: ф а =ф К D =М К D /W К D =116420/50000=2.32 МПа
W ИА =0,1*d 3 =0.1*50 3 = 12500 мм 3
W КА =0,2*d 3 = 0.2*50 3 =25000 мм 3
Где d=d П =50 - диаметр вала под подшипником
Амплитуда напряжений: у a =у ИА =М ИА /W ИА =93138/12500=7.5 МПа
Амплитуда напряжения кручения: ф а =ф КА =М КА /W КА =2.32 Мпа
7.4 Расчет на сопротивление усталости
Исходные данные: Материал вала Ст45
у B =900 МПа; у Т =650 МПа; ф Т =390 МПа; у -1 =410 МПа; ф -1 =230 МПа; ш ф =0,1
К Fу =0,91; К Fф =0,95; К у /К dу =4,5 МПа; К ф /К dф =2,7 МПа (для диаметра вала 50 мм); К V =1
Коэффициенты снижения предела выносливости по изгибу для посадки с натягом:
K уD =(К у /К dу +1/K Fу -1)*1/K V =(4,5 +1/0,91-1)*1/1=4,59
Выбираем максимальное значение K уD =4,59 для посадки с натягом.
Коэффициенты снижения предела выносливости по кручению для посадки с натягом:
К ф D = (К ф /К dф + 1/К Fф - 1)*1/K V = (2,7 + 1/0,91 - 1)*1/1 = 2,79
Пределы выносливости в сечении вала:
у -1 D =у -1 /K уD =410/4,59=89,3 МПа
ф -1 D =ф -1 /K фD =230/2,79=82,4 МПа
Коэффициент влияния асимметрии цикла:
Коэффициенты запаса прочности вала по напряжениям изгиба и кручения:
S у =у -1 D /(у a + ш уD * у m )=89,3/(75,3 +0,021*0) =10,5
S ф =ф -1 D /(ф a +ш фD *ф m )= 82,4 /(19+0,035*19)=4,18
Расчетный коэффициент запаса прочности в сечении С-С:
S = (S у *S ф )/v(S у 2 + S ф 2 ) = 11,9*4,18/v(11,9 2 + 4,18 2 ) = 4,03 ? [S] = 2
Сопротивление усталости в сечении С-С обеспечено.
К Fу =0,91 и К Fф =0,95 - коэффициенты влияния шероховатости; К у /К dу =4,3 МПа и К ф /К dф =2,6 МПа (коэф. концентрации напряжений для диаметра вала 53 мм); К V =1 - поверхность вала без упрочнения.
Коэффициенты снижения предела выносливости по изгибу для посадки с натягом:
K уD =(К у /К dу +1/K Fу -1)*1/K V =(4,3+1/0,91-1)*1/1=4,4
Коэффициенты снижения предела выносливости по кручению для посадки с натягом:
К ф D =(К ф /К dф +1/К Fф -1)1/K V =(2,6+1/0,95-1)*1/1=2,65
Пределы выносливости в сечении вала:
Коэффициент влияния асимметрии цикла:
Коэффициенты запаса прочности вала по напряжениям изгиба и кручения:
S ф =ф -1 D /(ф a +ш фD *ф m )=86,79/(10,5 +0,0377*10,5)=8
Расчетный коэффициент запаса прочности в сечении A-A:
S=(S у *S ф )/v(S у 2 +S ф 2 )= 4,2*8/v(4,2 2 +8 2 )=3,72 ? [S]=1,5
Сопротивление усталости в сечении А-А обеспечено.
7.5 Расчет на статическую прочность
Возможную перегрузку в приводе условно принимаем равной перегрузке при пуске приводного электродвигателя: К П =2,2 - коэффициент перегрузки
у И =М ИС *К П /W ИС =16723*2,2/12500 =3 МПа
ф К =М К D *К П /W КС = 116420*2,2/25000= 10,25 МПа
S T =S Tу * S Tф /v(S Tу 2 +S Tф 2 )= 38*216/v(38 2 +216 2 )=37 ? [S] T =2
Запас статической прочности в сечении С-С обеспечен.
у И =М ИА *К П /W ИА = 93138*2,2/12500=16,4 МПа
ф К =М КА *К П /W КА =116420 *2,2/25000=10,25 МПа
S T =S Tу * S Tф /v(S Tу 2 +S Tф 2 )= 39*38/v(39 2 +38 2 )=26,9 ? [S] T =2
Запас статической прочности в сечении A-A обеспечен.
8. Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность
Обороты тихоходного вала n T =267,61 мин -1
Внешняя осевая сила в зацеплении F A =F a 2 =398 H
Радиальные реакции в опорах R A =2697H R B =270 H
Грузоподъемность: C r =58,3 кH; C 0 r =40 кH
Расчетные параметры: e=0,37; Y=1,6; Y 0 =0,8.
S 1 =0,83*e*F r 1 =0,83*0,37*2697 =828,3 Н
S 2 =0,83*e*F r 2 =0,83*0,37*270 =82,9 Н
Т.к. S 1 >S 2 то F a1 =S 1 =828,3 H, а F a2 =S 1 +F A =828,3 + 398,12 = 1226 H
Коэффициенты X и Y, для каждой опоры [8].
F a 1 /F r 1 =828/2697 =0,31 ? e=0,37, то X 1 =1 Y 1 =0
F a 2 /F r 2 =1226/270=4,5?e=0,37, то X 2 =0,4 Y 2 =0,4ctgб = 1.6
P 1 =(X 1 *V*F r 1 +Y 1 *F a 1 )*К Б *К T =(1*1*2697+0*828)*1,3*1=3506 Н
P 2 =(X 2 *V*F r 2 +Y 2 *F a 2 )*К Б *К T =(0,4*1*270+1.6*1226)*1,3*1=2691 Н
Где V=1, К Б =1,3, К Т =1 (t масла ?100 0 С)
Приведенная эквивалентная нагрузка [8]
Где К E =0.5 для легкого режима работы.
L 10 h =a 1 *a 23 *(C r /P E ) m *10 6 /(60*n T )=1*0,7*(58300/1753) (10/3) *10 6 /(60*267.6)=
a 23 =0,7 (для роликовых подшипников при обычных условиях эксплуатации)m=10/3
Муфта упругая втулочно-пальцевая 250-38.I2-38.I2 ГОСТ 21424-75
у СМ =2*10 3 *Т расч /(D 0 *z *l вт *d п )=2*10 3 *38/(90*4*32*14)=0,47 МПа ? 2 МПа = [у] СМ
Работоспособность муфты обеспечена.
у и =(2*38*1000)/(4*90*0,1*14 3 )=76000/987,84=76,9?[ у И ]
[у И ] = 0,4*у т = 0,4*650 = 260МПа
Работоспособность муфты обеспечена.
Крышка подшипника сквозная - корпус
11. Вопросы смазки и техники безопасности
1. Смазывание передачи в редукторе за счет погружения колеса в масленую ванну.
а) Все подшипники смазываются масленым туманом, образующимся при разбрызгивание колесом, который погружается в масляную ванну.
б) Предусмотрена канавка для смазывания подшипников на быстроходном валу.
3. Масло индустриальное И-Г-А-46 ГОСТ 20799-88
в) проверить уровень масла в редукторе.
а) корпус электродвигателя должен быть заземлен;
б) на корпусе должно быть обозначено стрелкой направление вращения вала двигателя.
в) Вращающиеся элементы должны быть ограждены, допускается эксплуатировать без ограждений, если муфта окрашена в яркий желтый или красный цвет.
3. Во время ремонта и обслуживания на ключе управления вывешивать плакат: «Не включать! Работают люди».
4. Электродвигатель должен быть остановлен немедленно, если:
1. Дунаев П.Ф., Лёликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. - 5-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1998. - 447 с.
2. Детали машин: Атлас конструкций: Учеб. пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов в 2 ч.
3. Ч.1/ Б.А. Байкова, В.Н. Богачёв, А.В. Буланже и др.; Под общ. ред. д-ра техн. наук проф. Д.Н. Решетова. - 5-е изд., переработ. и доп. - М.: Машиностроение, 1992. - 352 с.
4. Ковалёв И.М. Кинематический расчёт электромеханического привода/ Алтайский государственный технический университет им. И.И. Ползунова. - Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 2002. - 28 с.
5. Ч.2/ Б.А. Байкова, В.Н. Богачёв, А.В. Буланже и др.; Под общ. ред. д-ра техн. наук проф. Д.Н. Решетова. - 5-е изд., переработ. и доп. - М.: Машиностроение, 1992. - 296 с.
6. Ковалёв И.М. Расчёт механических передач приводов/ Алтайский государственный технический университет им. И.И. Ползунова. - Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 2010. - 112 с.
7. Ковалев И.М. Конструирование и расчет на прочность валов редуктора/ Алтайский государственный технический университет им. И.И. Ползунова. - Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 2004. - 52 с.
8. Ковалев И.М. Расчет и выбор подшипников качения/ Алтайский государственный технический университет им. И.И. Ползунова. - Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 2002. - 28 с.
9. Ковалёв И.М. Технические требования для деталей и узлов машин/ Алтайский государственный технический университет им. И.И. Ползунова. - Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 2002. - 36 с.
10. Ковалев И.М. Янковская Г.С. Детали машин: справочный материал для расчета и конструирования деталей и узлов машин/ Алтайский государственный технический университет им. И.И. Ползунова. - Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 1993. - 70 с.
Кинематический расчет привода. Выбор твердости, термической обработки и материала колес. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба. Конструирование зубчатых колес, корпусных деталей, подшипников. Расчет валов на прочность. дипломная работа [2,0 M], добавлен 12.02.2015
Кинематический расчет привода и зубчатой тихоходной передачи. Предварительный расчет валов редуктора. Определение геометрических параметров зубчатых колес и параметров корпусных деталей. Расчет подшипников качения и шпоночных соединений привода. курсовая работа [3,3 M], добавлен 06.10.2014
Подбор электродвигателя привода, его силовой и кинематический расчеты. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба. Параметры цилиндрической зубчатой передачи. Эскизная компоновка редуктора. Вычисление валов и шпонок, выбор муфт. курсовая работа [1,6 M], добавлен 17.09.2012
Энерго-кинематический расчет привода: подбор электродвигателя, определение частот вращения и крутящих моментов на валах. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений зубчатых колес. Расчет шпоночных соединений, выбор муфт и смазка редуктора. курсовая работа [310,6 K], добавлен 01.08.2011
Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Ориентировочный расчет валов и выбор подшипников. Конструктивные размеры зубчатых колес и корпуса редуктора. Проверка прочности шпоночных соединений. Выбор посадок деталей редуктора. курсовая работа [2,0 M], добавлен 18.12.2010
Энергетический и кинематический расчет привода, выбор материала, определение допускаемых напряжений для зубчатых передач. Расчет и выбор тихоходной и быстроходной зубчатых передач, валов, подшипников качения, шпоночных соединений, муфт; смазка редуктора. курсовая работа [173,4 K], добавлен 08.09.2010
Кинематический расчет и конструирование привода, зубчатых передач редуктора, открытой зубчатой передачи, валов привода, подшипниковых узлов, шпоночных соединений, корпусных деталей. Выбор материала, термообработки, муфты, манжет. Компоновка редуктора. курсовая работа [631,8 K], добавлен 27.03.2011
Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д. PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах. Рекомендуем скачать работу .
© 2000 — 2021
Привод ленточного конвейера курсовая работа. Производство и технологии.
Курсовая работа по теме Менеджмент зарубіжних спортивно-оздоровчих клубів та професійного спорту
Курсовая работа по теме Правила підготовки і проведення бесіди
Естественные Науки Сочинение
Дневник Терапевтической Практики 4 Курс
Информационные Технологии Управления Таможенной Деятельностью Курсовая Работа
Реферат по теме Молодежное кафе
Что Входит В Этапы Работы Над Рефератом
Игровая Деятельность Детей Дошкольного Возраста Курсовая
Сочинения По Русскому Языку Огэ 2022
Контрольная работа по теме Законодательство в области исполнения уголовных наказаний
Реферат: Немецкий язык предложения части речи
Методическое указание по теме Практикум по органической химии
Возникновение монополий.
Реферат по теме Оптические усилители на основе эффекта вынужденного комбинированного рассеивания (рамановские усилители)
Общая Характеристика Счетной Палаты Германии Реферат
Сочинение На Тему Береги Здоровье Смолоду
Основные Принципы И Режим Здорового Питания Реферат
Реферат: Вопросы защиты чести, достоинства и деловой репутации граждан-предпринимателей и юридических лиц
Селянцева Английский Язык Егэ Эссе
Реферат: Цели стратегии ценообразования
Управленческий учет и анализ управленческих проблем - Бухгалтерский учет и аудит курсовая работа
Численное интегрирование функции двух переменных - Программирование, компьютеры и кибернетика курсовая работа
Ориентирование линий - Геология, гидрология и геодезия презентация