Привод ленточного конвейера - Производство и технологии курсовая работа

Главная

Производство и технологии
Привод ленточного конвейера

Кинематический расчет привода ленточного конвейера. Расчет прямозубой цилиндрической зубчатой передачи, цепной передачи и выходного вала. Частота вращения барабана. Проектировочный расчет на сопротивление контактной усталости. Диаметры 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.


Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту
2. Расчет прямозубой цилиндрической зубчатой передачи
1. Кинематический расчет механизма
F1 = 2,8 kH - натяжение ведущих ветвей тяговой цепи конвейера
F2 = 0,8 kH - натяжение ведомых ветвей тяговой цепи конвейера
v = 1,3 м/с - скорость тяговой цепи конвейера
h = 0,8 м - высота приводной станции.
зпр = змуфты зредук зцеп зопор = 0,985*0,97*0,94*0,99=0,89
Требуемая мощность электродвигателя
Ртр = (F1 - F2 )*v/ зпр = ( 2,8- 0,8)*1,35/0,89 = 2,92 кВт
Выбираем электродвигатель 4А112МА6 с nэд=955 мин-1 и Tmax/Tном=2,5
Выбор электродвигателя обусловлен небольшим общим передаточным числом.
nт.зв=60*V/П*Dб =(60*1,3)/(3,14*0,37)=67,1 мин-1
Разбивка передаточного числа по элементам схемы.
Предварительное передаточное число цепной передачи.
Предварительное значение передаточного числа редуктора.
Назначаем окончательное передаточное число редуктора и цепной передачи.
Частоты вращения, мощности и вращающего момента по валам схемы.
Т1= 9550P/n = 9550P/n=9550*2,92/955=29,2 H/м
Т3 =Т2* Uр *зр =2,876*5,5*0,97=153,4 Н/м
P4= P3 *зц*зоп= 2,79*0,94*0,97 = 2,596 кВт
T4=T3*Uц* зц*зоп = 153,4*2,6*0,94*0,99=371,16 Н/м
2. Расчет прямозубой цилиндрической зубчатой передачи
Вращающий момент на валу шестерни: T1= 28,8Н/м;
Вращающий момент на валу колеса: T2=153,6 Н/м;
Частота вращения вала шестерни: n1=955 мин-1;
Частота вращения вала колеса: n2=173,6 мин-1;
Передаточное число зубчатой передачи: U=5,5;
Ресурс работы привода: Lh=10 тыс.ч;
Проектировочный расчет на сопротивление контактной усталости.
dw=Kd*іv ((Ka*Kнв*T2 *(U+1))/( шd*[у]н2)* U2 )) (1)
Ожидаемая окружная скорость (V) и степень точности передачи.
Принимаем 8-ую степень точности изготовления зубчатых колес по ГОСТ 1643-81.
Для малонагруженной тихоходной передачи, к конструкции которой не предъявляются жесткие габаритные требования, и для условий мелкосерийного производства назначаем материал, термообработку (ТО) и твердость зубьев:
- для шестерни: сталь 40ХН с ТО: нормализация, улучшение,H1=335 HВ
- для колеса: сталь 40Х с ТО: нормализация, улучшение,H2=310 HВ
Для H < 350 HB и симметричного расположения колес примем шd=0,8
Коэффициент внешней динамической нагрузки (Ka).
Поскольку задана циклограмма нагружения ,в которой учтена внешняя динамическая нагрузка, примем Ka=1.
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии (Kнв).
Для шd=0,8 и H < 350 HB примем Kнв=1,04 и KFB=1,1
При расчете на сопротивление контактной усталости ( ).
м3=У (фi /фУ )*(Ti/Tmax)3 = 0,7 +0,3*0,73 =0,803
При расчете на сопротивление изгибной усталости.
Для однородной структуры материала.
м6=У (фi /фУ )*(Ti/Tmax)6 =0,7+ 0,3*0,76 =0,735
Допускаемое напряжение при расчете на сопротивление контактной усталости ([у]н).
Эквивалентное число циклов ( N нe).
Так как NHE1 > NHlim1 и N HE2 > NHlim2 , то:
Предел контактной выносливости (уHlim).
Для колес с ТО: нормализация, улучшение: SH1=1,1 SH2=1,1
Допускаемые напряжения ([у]H): для шестерни ([у]H1) и для колеса ([у]H2).
[у]Hi=((уHlimi*ZNi)/SHi)*ZRi*Zv*Zxi (2)
Для ожидаемой скорости V<10 м/с примем в проектировочном расчете: ZR*Zv*Zxi=1,0
Расчетное допускаемое напряжение ([у]H).
Для прямозубой передачи примем за расчетное меньшее допускаемое напряжение, т.е. в моем случае для шестерни:
Начальный диаметр шестерни (dw1) по формуле (1):
dw1=770іv((1*1,04*153,6)/(0,8*5922))*(5,5+1)/5,52=37,5 мм
Геометрические параметры передачи и ее элементов.
bw= ш d*dw1 = 0,85*37,5 =31,9мм принимаем bw=32 мм.
aw=dw1*(U+1)/2= 37,5*(5,5+1)/2=121,8 мм
Примем стандартное межосевое расстояние aw=125 мм.
Выберем несколько стандартных модулей и определим остальные геометрические параметры. Результаты расчета сведем в таблицу 1
Из 4-х вариантов выберем 3-ой (m=2,0 мм) из следующих соображений:
- межосевое расстояние - стандартное (aw=125 мм) и не требует корректирования;
Начальные диаметры из таблицы 1(dw).
V=р*dw1*n1/60*1000=3,14*38*955/60*1000=1,9 м/с
Проверочный расчет на сопротивление контактной усталости.
ун=190*Zн*Zеv(Ft*Kн*(U+1))/(bw*dw1*U) ?[ у ]н (3)
Kнv - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку. Для 8 степени точности, v=1,9 м/с ,Н1 и Н2 <350HB:Kнv=1,11
Kнб - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями для прямозубых передач 8 степени точности ( однопарное зацепление) можно принять:Kнб=1,0
Коэффициенты, учитывающие форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления (Zн) и суммарную длину контактных линий (Zе).
Для прямозубых колес без смещения инструмента можно принять:
Коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости поверхностей зубьев (ZR).
Для колес с Т.О.: нормализация, улучшение нет необходимости шлифовать зубья, тогда для зубофрезерования: ZR=0,95
Коэффициенты, учитывающие влияние окружной скорости (Zv) и размера зубчатого колеса (Zx).
С учетом пункта 2.7.8 по формуле (2) для шестерни:
[у ]н=740*0,88*0,95*1*1/1,1=562 МПа
Проверочный расчет на сопротивление изгибной усталости.
KFв =1,15 для ш d=0,85 Н1 и Н2 < 350 HB
Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений (YFS).
Коэффициент, учитывающий влияние перекрытия зубьев (Y ).
[у]Fi= уFlimi*YNi*Yе*YR*Yxi/SFi (6)
Предел выносливости при изгибе (у Flim).
уоFlim - предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов.
уоFlim = 1,75 НВ -для ТО: нормализация и улучшение, НВ ? 350
Yz - коэффициент, учитывающий влияние заготовки.
Yg - коэффициент, учитывающий влияние переходной поверхности.
Yg=1,0 - для нешлифованной поверхности
Yd - коэффициент, учитывающий влияние упрочнения и ли электрохимической обработки переходной поверхности.
Yd=1,0 - при отсутствии этих операций
YА - коэффициент, учитывающий влияние амплитуды противоположного знака
YА=1,0 - для одностороннего приложения нагрузки, так как работа передачи нереверсивная. По формуле (7):
- для шестерни: уFlim1=586,25*1,0*1,0*1,0*1,0=586,25 МПа
- для колеса: уFlim2=542,5*1,0*1,0*1,0*1,0=542,5 МПа
Для H < 350 HB: qF=6 и из циклограммы нагружения:
NFE1=м6*Nz1 =0,735*5,73*108=4,21*108
Так как NFE1=4,21*108 > 4*106=NFlim
Коэффициент безопасности (запаса) - SF.
Коэффициент, учитывающий градиент напряжения (Yд ).
Yд =1,082-0,172*lg m =1,082-0,172*lg 2=1,03
Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности (YR).
Для зубофрезерования с шероховатостью не более Ra=40 мкм YR=1,0
Коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса (Yx).
[у]F1=(586,25*1,0/1,7)*1,03*1,0*1,04=369 МПа
[у]F2=(542,5*1,0/1,7)*1,03*1,0*1,02=332 МПа
Установление слабого элемента зацепления.
[у]F1/YFS1=369/4,1=90 < 92,4=332/3,59=[у]F2/YFS2
Зуб шестерни слабее зуба колеса - проверочный расчет следует проводить по шестерне.
Проверочный расчет на сопротивление изгибной усталости.
у F2=(1449*1,41/(31,9*2))*3,62*1,0=115,9 МПа < 332 МПа=[ у ]F2
Следовательно, сопротивление изгибной усталости обеспечено с вероятностью неразрушения более 99%.
Проверочный расчет на прочность при действии максимальной нагрузки.
Расчет по контактным напряжениям (унmax).
Tmax/Tном=2,5 - для электродвигателя 4A 112 МА6
Для шестерни (сталь 40ХН и H2=335НВ):
унmax=544v2,5=860 МПа < 2912 МПа =[у]нmax
Прочность по контактным напряжениям обеспечена.
Коэффициент внешней динамической нагрузки при расчете на прочность (KAS).
KAS=Tmax/Tном=2,5 - из пункта 1 для электродвигателя 4A 112 МА6
Допускаемое напряжение изгиба ([у]Fmax).
уоFSt1 =6,5 НВ - базовое значение предельного нпряжения при изгибе максимальной нагрузки.
Ygst - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба.
Ygst=1,0 - при отсутствии шлифования
Ydst - коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения.
Ydst=1,0 - при отсутствии деформированного упрочнения
[у]Fmax=(2177,5/1,75)*1,0*1,0*1,01=1234,2 МПа
Проверочный расчет на прочность по изгибу.
у F2max=1105*2,5/1,0=262,5 МПа < 928 МПа=[ ]F2max
Изгибная прочность обеспечена с вероятностью неразрушения более 99%.
T1=153,6Н*м - вращающий момент на валу ведущей звездочки.
n1=173,6 мин-1 - частота вращения вала ведущей звездочки.
Из кинематического расчета и компоновки привода предварительно получены параметры.
Uцп=2,59 - передаточное число цепной передачи.
d1=140 мм - делительный диаметр ведущей звездочки.
a=900 мм; Межосевое расстояние цепной передачи.
ц=15о - угол наклона цепной передачи к горизонту
Выбор цепи и предварительное определение основных параметров.
Окружная сила на ведущей звездочке (Ft1).
Ft1=2*T1*103/d1 =2*153,6*103/140=2194 Н (1)
Kэ- коэффициент эксплуатации, для средних условий предварительно примем Kэ=1,6
[p]o - допускаемое напряжение в шарнирах роли цепи, ориентируясь на применение роликовой цепи с шагом (P, мм) в данном диапазоне 15,8…25,4 мм для n1=173,6 мин-1 после интерполяции принимаем [p]o=30,7 МПа.
По A=114,3 мм2 формально подходит приводная роликовая цепь ПР-25,4-5670 с шагом P=25,4 и разрушающей нагрузкой Fраз=56700 Н.
Уточнение некоторых геометрических и кинематических параметров.
Минимальное число зубьев ведущей звездочки (Zmin).
Примем с учетом формулы (3) и пункта 1 Z1=18.
Диаметр ведущей звездочки (по формуле (4)).
Передаточное число цепной передачи.
Диаметр ведомой звездочки (по формуле (4)).
Ориентируясь на a=900 мм, примем a=35*P
Диаметры окружностей выступов соответственно ведущей (dl1) и ведомой (dl2) звездочек:
dl1=25,4*(0,5+ctg(180o/17))=148,6 мм
dl2=25,4*(0,5+ctg(180о/45))=375,9 мм
4. Проверочные расчеты цепной передачи
Kд - коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки, при скпокойной нагрузке примем Kд=1,0
Ka - коэффициент, учитывающий длину цепи, при а=35Р, лежащее в рекомендуемом диапазоне, принимаем Ka=1,0
Kн - коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту ц = 15°<45°, то примем Kн=1,0
Kрег - коэффициент, учитывающий регулировку передачи, для передачи с нерегулируемыми осями принимаем Kрег=1,25
Kсм - коэффициент, учитывающий характер смазывания, при регулярном внутри шарнирном смазывании примем Kсм=1,0
Kреж - коэффициент, учитывающий режим работы, при двухсменной работе Kреж=1,25
Kт - коэффициент, учитывающий температуру окружающей среды, при 25°С<<150 °С , то Kт=1,0
Kэ=1,0*1,0*1,0*1,25*1,0*1,25*1,0=1,56
Окружная сила на ведущей звездочке (по формуле (1)).
Расчет на износостойкость по давлению в шарнирах цепи.
P=2223*1,56/180=19,3 МПа < 30,7 МПа = [p]о
Условие износостойкости для выбранной цепи обеспечивается.
Расчет на прочность по запасу прочности (по разрушающей нагрузке).
Натяжение ветви цепи от действия силы тяжести (Fq).
Натяжение от центробежных нагрузок (Fц).
V=Z1*n1*P/(60*1000) - скорость цепи (16)
Динамическая нагрузка от переменности передаточного числа и ударов в звеньях цепи (Fд).
Максимальная окружная сила (Ftmax).
Для электродвигателя 4A 112 МА6 отношение максимального вращающего момента при пуске к номинальному: Tпуск/Tном=2.
Примем коэффициент внешней динамической нагрузки: KAS=2,0.
Максимальное напряжение в наиболее нагруженной ветви (F1max).
F1max=4446+135+4,16+222,3=4807,46 Н
Расчет на прочность по запасу прочности (K).
Выбранная цепь отвечает требованию прочности.
Для горизонтального положения (ц = 0) примем Kb=1,15, для вертикального Kb =1,05, для ц=15о примем Kb =1,14
Lt=(2*a/P)+((Z1+Z2)/2)+(((Z2-Z1)/(2*П))2*P/a) =2*889/25,4+(17+45)/2+((45-17)/2*П)2*25,4/889=101,12
a=P/4*[Lt-(Z1+Z2)/2+ v(Lt-(Z1+Z2)/2)2-8*((Z2-Z1)/2*р)2 ] =25,4/4*[100-(17+45)/2+ (100-(17+45)/2)2-8*((45-17)/2*3,14)2 ]=868,9 мм
Рекомендуется a уменьшать на Дa=a*(0,002…0,004) для нормального провисания холостой цепи . Примем a=866 мм.
Профилирование звездочек (рисунок 1).
Возьмем диаметр ролика dp=15,88 мм и расстояние между пластинами цепи BH=15,88 мм для цепи 2ПР-25,4-5670, а из пунктов 2.4.2, 2.4.5, 2.6 - d1, d2, dl1, dl2. Найдем необходимые геометрические параметры и выполним профилирование звездочек (рисунок 1).
- ширина зуба звездочки: b2=0,93*BH-0,15= 0,93*15,88-0,15=14,62 мм (24)
- расстояние от вершин зуба до линии центра дуг закруглений: H=0,8*dp=0,8*15,88=12,7 мм (25)
- радиус закруглений зуба: r3=1,7*dp =1,7*15,88=27 мм (26)
- радиус впадин: r=0,5025*dp+0,05 =0,5025*15,88+0,05=8,03 мм(27)
- диаметр окружностей впадин: di1,2=d1,2-2* (28)
- для ведущей звездочки: di1=138,2-2*8,03=122,14 мм
- для ведомой звездочки: di2=356,05-2*8,03=340 мм
Предварительный расчет выходного вала.
Рассчитать выходной вал одноступенчатого цилиндрического прямозубого редуктора привода ленточного конвейера и подобрать подшипники качения. На консоли выходного вала расположена ведущая звездочка приводной цепи. Тип электродвигателя -- 4А132S6.
=153,6 Нм - вращающий момент на валу выходном валу;
=173,6 - частота вращения выходного вала;
Силы, действующие в зацеплении (на зубчатом колесе):
=212 мм - делительный диаметр колеса;
Направление вращения выходного вала: против часовой стрелки.
Из компоновки и расчета цепной передачи получены:
- Fв= 3055 Н -- нагрузка от цепи на вал;
- - угол наклона цепной передачи к горизонту;
- Приводная цепь: ПР - 25,4 - 5670 ГОСТ 13568-75;
- ресурс работы привода: Lh= 10 тыс.ч.
Эскизная проработка вала (конструирование)
Назначаем диаметральные и линейные размеры (рис.1)
d1= 35 мм (из п.2 формула (1)) d2= 38 мм (под манжету [1])
d3= 40 мм - ориентируемся на применение однорядного шарикоподшипника легкой серии 208 [1], В= 18 мм [1].
d4= 42 мм -- из технологических соображений (разделение посадок, удобство сборки и т.д.)
мм - для улучшения технологичности изготовления проверим шпонку на смятие: из [1] для d=45 мм: b=14 мм, h=9мм, t1=5,5 мм. Примем длину шпонки по ГОСТ 23360-78 l=28 мм:
=150…200 МПа - допускаемое напряжение на смятие для стальных ступиц и прессовых посадок [2], примем для легкопрессовой посадки и спокойной нагрузки =170 МПа.
- учитывая необходимость обеспечения надежного центрирования звездочки (посадка переходная ) и большую нагрузку, чем на ступице зубчатого колеса.
Из табл. 24.29 [1] для d=35 мм, b=10 мм, h=8 мм, t1=5мм, примем l=36мм, k=8-5=3 мм.
=80…150МПа - допускае-мое напряжение на смятие для шпонок для стальных ступиц и переходных посадок [2]. Для глухой посадки примем =125 МПа.
=2 мм. Из условия доступности смазочного материала к подшипникам (при малой скорости зубчатого колеса =2 м/с) и компактности конструкции.
m=36 мм - из условия размещения болта М12 в бобышке и толщины стенки корпуса: =8мм (отливка в землю СЧ-15);
е=7 мм - высота головки болта М8 плюс толщина пружинной шайбы [3];
k= 20 мм - из условия размещения цепи ПР-25,4 (габаритная ширина 30 мм, табл.12.1 и рис.12.3 [4]) и обеспечения зазора между плоскостями болта М и цепи 5мм;
Примем для уменьшения консоли p=24 мм, тогда , мм.
Проверка наличия зазора () между ступицей звездочки и крышкой:
Примем: мм - из технологических соображений (минимальная толщина для отсутствия крошения чугуна СЧ-18 при расточке гнезда под манежное уплотнение);
мм - ширина манжеты для d=38 мм (табл. 24.26 [1]);
Где H - горизонтальная плоскость (плоскость разъема редуктора);
Нагрузку от цепи на вал разложим на горизонтальную () и вертикальную составляющие ():
Расчетная схема вала, определение реакций опор и изгибающих моментов. Выбор опасных сечений.
В соответствии со схемой сил (рис.2) представим расчетную схему вала (рис.3).
Горизонтальная плоскость (определение реакций опор и изгибающих моментов):
- в сечении I-I (по середине ступицы колеса рис.3):
- в сечении II-II (по середине подшипника (опоры)В рис 3):
- в сечении III - III (у торца звездочки, рис 3):
Вертикальная плоскость (определение реакций опор и изгибающих моментов).
Опасные сечения, по которым будем производить проверочные расчеты вала, выберем исходя из следующих факторов:
- наличие и вид концентраторов напряжений.
Рассмотрев эпюры моментов (рис. 3), конструктивную схему вала (рис.1) и его диаметральные размеры (п.3), в качестве опасных сечений примем:
- сечение II - II - действуют наибольшие изгибающие моменты и вращающий момент Т2; dII-II=40 мм - больше минимального (dmin=35 мм) на 5 мм; концентратор напряжений подшипниковая посадка с гарантированным натягом;
- сечение III - III - минимальный диаметр вала dIII - III=35 мм; действуют изгибающие и вращающий (Т2) моменты; концентраторы: ступенчатый переход с галтелью, шпоночный паз и переходная посадка .
Изгибающие моменты в опасных сечениях:
Проверочный расчет вала на прочность по запасам прочности.
Запасы прочности по нормальным () и касательным () напряжениям:
Назначим материал для вала: Сталь 45, ТО: нормализация, улучшение НВ 240…НВ 250; механические характеристики (из табл. 2.1.[5]):
- =550 МПа, =300 МПа - предел текучести соответственно: для нормальных (), касательных () напряжений;
- =350 МПа, =210 МПа - предел выносливости соответственно для касательных () и нормальных () напряжений;
- коэффициент внешней динамической нагрузки: для электродвигателя 4А132S6 [1] примем =2,5.
По формулам (2) и (3) находим запасы прочности:
Запас (общий) прочности при совместном действии изгиба и кручения ():
- допускаемый запас прочности по пределу текучести; из табл. 5.6 [5] для примем =2,5.
Оценка необходимости проверки вала на сопротивление усталости.
=1…1,5 - учитывает точность расчета, примем =1,3;
=1,2…2,5 - учитывает степень однородности материала и уровень технологии; т.к. вал подвергнут нормализации и в последующем обтачивается и шлифуется, можно принять =1,4;
=1,0…1,5 - учитывает ответственность детали; для средних условий примем =1,2.
Сечение II - II: подшипниковая посадка с гарантированным натягом [3], [6]:
Отклонение вала: верхнее мкм, нижнее мкм.
Отклонение отверстия: верхнее мкм, нижнее мкм.
Для мкм можно ожидать [6]: р=10 МПа - давление на вал от посадки; более того можно определить по формуле Ляма [5] (см.п.8.2 - уточненный проверочный расчет вала на сопротивление усталости).
Из рис. 16.9 [4] (или рис.5.3а [5]) для d=40 мм:
где - эффективный коэффициент концентрации напряжений;
- коэффициент влияния абсолютных размеров.
- коэффициент, учитывающий предел прочности материала вала в МПа;
- коэффициент, учитывающий давление р в посадке;
Сечение III - III. Концентраторы напряжений: ступенчатый переход вала с галтелью, шпоночный паз и переходная посадка [3], [6]:
Средний натяг оценим приблизительно.
; - соответственно допуск и средний допуск на вал;
- среднее верхнее отклонение отверстия;
(6) - средний (приближенный натяг).
по формуле (5): мкм - средний натяг.
по формуле (6): мкм - средний (приближенный натяг.) для сечения III - III меньше мкм для II-II сечения в раза, уменьшим р соответственно, т.е:
МПа - примем давление посадки на вал в сечении III- III.
Из рис. 16.9 [4] (или рис 5.3а [5]) для d=35 мм: ,
Для данного раздела (п.7) будем предварительно считать, что наибольшее влияние на сопротивление усталости оказывает посадка (более подробно это будет показано в п.8.2).
Оценка необходимости проверки вала на сопротивление усталости.
Если условие (7) выполнятся, то условия сопротивлению усталости заведомо удовлетворяются и уточненный расчет производить нет необходимости [4]:
Уточненный проверочный расчет вала на сопротивление усталости.
Переменные (,) и постоянные (,) составляющие цикла напряжений.
При расчете вала по постоянной (номинальной) нагрузке приближенно считают [1-5]:
- напряжения изгиба изменяются по знакопеременному симметричному циклу (рис. 4а);
- напряжения кручения изменяются по пульсационному (отнулевому) циклу (рис.4б).
При переменном режиме нагружения расчет ведут по приведенным (по ресурсу) амплитудным напряжениям: (8); (9), где Кg - коэффициент долговечности (см. п. 8.4).
Из табл. 16.2 [4] ( или табл. 5.7 [5]):
Из табл. 16.6 [4] ( или табл. 5.10 [5]):
Из табл. 5.8 [5] и пальцевой фрезы:
Для определения давления на вал от посадки р используем формулу Лямэ [5]
где d - диаметр сопряжения, мм (d=35 мм)
Е1,Е2 - модули упругости вала, ступицы звездочки
- коэффициенты Пуассона вала, ступицы (звездочки)
d1=0 - диаметр отверстия пустотелого вала ( в нашем случае вал цельный)
d2=50 - диаметр ступицы звездочки - принят конструктивно исходя из размеров шпонки для d=35мм (табл. 24.29 [1])
1.Для изгибных напряжений наибольшее влияние оказывает переходная посадка - примем в последующих расчетах: .
2. Для напряжений кручения наибольшее влияние оказывает ступенчатый переход с галтелью - примем в последующих расчетах : .
Коэффициенты снижения предела выносливости натуральной детали в сравнении с эталоном (лабораторным образцом) для нормальных () и касательных напряжений ().
KF - коэффициент, учитывающий чистоту поверхности (шероховатость); для точения Ra=1,6 мкм из табл. 16.7 [4] примем: KF=0,93
Kv - коэффициент влияния упрочнения; Kv = 1,0 - упрочнение не предусматривается.
Показатель степени кривой усталости
Суммарное число циклов нагружения вала за ресурс:
Приведенное () и базовое () числа циклов нагружений
Проверочный расчет вала на сопротивление усталости по запасам прочности по усталости.
Коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла для нормальных и касательных напряжений
Запасы прочности по усталости для нормальных и касательных напряжений
Запас (общий) по усталости при совместном действии изгиба и кручения (n)
1. Запасы прочности весьма большие и имеется резерв по уменьшению диаметров ступеней вала
2. Этот вопрос можно пока не рассматривать до подбора подшипников.
9.1 Ориентировочный выбор подшипников.
В соответствии с п.1 (рис.1) ориентируемся на применение однорядных радиальных шарикоподшипников легкой серии 208. Схема установки - враспор. Из табл.24.10 [1]:
=32000Н - допускаемая (каталожная) динамическая грузоподъемность;
=17800 Н - базовая статистическая радиальная грузоподъемность.
Эквивалентная динамическая нагрузка ().
Радиальная нагрузка на подшипники ():
Расчет будем вести по опоре В, как более нагруженной.
Эквивалентная динамическая нагрузка ():
где X, Y - безразмерные коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;
V - коэффициент вращения; V=1,0 - вращается внутренние кольцо;
- коэффициент безопасности; =1,2 - примем для легких толчков;
- температурный коэффициент; =1,0, т.к.
Приведенная эквивалентная динамическая нагрузка (РЭпр)
Коэффициент приведения переменного режима к условному постоянному (Кпр)
Приведенная эквивалентная динамическая нагрузка (РЭпр)
Проверка подшипника по динамической грузоподъемности (С)
Количество млн оборотов (долговечность)
Из табл. 7.5 [1] для надежности 90 % примем а1=1 - коэффициент долговечности в функции необходимой надежности; из [1] для обычных условий а23=0,7…0,8; примем а23=0,75.
1. Подшипник 208 пригоден и отрабатывает заданный ресурс с надежностью, чуть большей 90 %.
2. Уменьшение диаметров ступеней вала (см п.8) нецелесообразно.
1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин, М., «Высшая школа», 2001, 447 с.
2. Иванов М.Н. Детали машин, М., «Высшая школа», 1976, 399 с.
3. Анурьев В.И. Справочник контруктора-машиностроителя, т.1,т.2, М., «Машиностроение», 1999, 567 с.
4. Решетов Д.Н. Детали машин, М., «Машиностроение», 1989, 496с.
5. Шмелев А.Н. Конструирование и расчет валов редуктора, методические указания №321, МАМИ, М.,1976.
6. Бейзельман Р.Д. Подшипники качения. Справочник, М., «Машиностроение», 1975, 574с.
Назначение и область применения ленточного конвейера. Кинематический расчет привода и закрытой цилиндрической прямозубой передачи. Конструктивное оформление зубчатых колес, корпуса и крышки редуктора. Подбор шпонок и подшипников, сборка привода. курсовая работа [1,0 M], добавлен 21.03.2015
Проектирование привода ленточного конвейера, расчет прямозубой цилиндрической передачи двухступенчатого цилиндрического редуктора. Расчет шестерни и колеса прямозубой цилиндрической передачи, быстроходного и тихоходного валов, болтовых соединений. курсовая работа [1,7 M], добавлен 08.02.2012
Кинематическая схема привода ленточного конвейера. Кинематический расчет электродвигателя. Определение требуемуй мощности электродвигателя, результатов кинематических расчетов на валах, угловой скорости вала двигателя. Расчет зубчатых колес редуктора. курсовая работа [100,3 K], добавлен 26.01.2010
Технико-экономическая характеристика и расчет стоимости проекта. Условия эксплуатации и ресурс приводного устройства. Энергетический расчет привода ленточного конвейера. Выбор стандартного редуктора. Расчет вала ведомой звездочки цепной передачи. курсовая работа [325,9 K], добавлен 18.12.2010
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода ленточного конвейера. Расчет зубчатых колес и валов редуктора, выбор материала и термической обработки деталей. Конструктивные размеры вала-шестерни, ведомого вала, зубчатого колеса и корпуса. курсовая работа [1,3 M], добавлен 22.10.2011
Подбор электродвигателя для конвейера, требуемая мощность. Частота вращения приводного вала. Кинематический расчет цилиндрической зубчатой передачи. Суммарное число зубьев и угол наклона. Размеры заготовок колес. Проверка зубьев колес по напряжениям. контрольная работа [74,6 K], добавлен 28.01.2012
Кинематический расчет привода ленточного конвейера. Основные параметры зубчатой передачи редуктора. Конструктивные размеры шестерни вала, корпуса и крышки редуктора. Проверка долговечности подшипников и прочности шпоночных соединений. Выбор сорта масла. курсовая работа [177,2 K], добавлен 19.04.2012
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.
Примеры Тем На Итоговое Сочинение 2022
Реферат: Steroids Essay Research Paper Anabolic steroids are
Технологическая Карта Урока Реферат
Реферат по теме Язык и речь Петра Первого (на основе произведения "Петр I" А. Толстого)
Курсовая работа по теме Статистическое изучение оборотных фондов предприятия
Смысл Жизни Для Фамусова И Чацкого Сочинение
Курсовая работа по теме Анализ современных исследований Тихого океана
Курсовая работа по теме Теоретические основы проверки использования собственных средств предприятия
Реферат: Макроекономічні показники сутність та вимір
Сочинение Роль Романа Три Товарища Литературы
Учебное пособие: Ограничители импульсных сигналов
Реферат: Неоплатонізм
Эссе Моя Любимая Басня
Реферат по теме Новообразования дошкольного возраста
Сочинение Про Звездное Небо 2 Класс
Реферат по теме Документы в электронной форме
Курсовая работа: Фискальная политика
Как Делать Рефераты Образец Для Школы
Реферат: Формирование экологической культуры как фактор социализации личности средствами народной педагогики
Реферат: Билеты по истории экономических учений
Язык и мир человека. Истина и правда. Истина и этика - Иностранные языки и языкознание контрольная работа
Волноводы - Коммуникации, связь, цифровые приборы и радиоэлектроника контрольная работа
Нарушение обмена нуклеопротеидов, фосфора и меди - Медицина презентация