Привод ленточного конвейера - Производство и технологии курсовая работа

Главная

Производство и технологии
Привод ленточного конвейера

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.


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.

3. Одноступенчатый цилиндрический редуктор.
Срок службы в годах при 2-х сменной работе 7
I Назначение и область применения разрабатываемого изделия
III Описание и обоснование выбранной конструкции
IV Расчеты, подтверждающие работоспособность изделия
2 Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи
5 Конструктивное оформление зубчатых колес
6 Конструирование корпуса и крышки редуктора
7 Предварительный подбор подшипников
10 Проверка подшипников на долговечность
12 Уточненный расчет вала на прочность
13 Смазка зубчатого зацепления и подшипников
I Назначение и область применения проектируемого привода
Устройство, приводящее в движение машину или механизм, называется приводом.
Привод состоит из источника энергии, передаточного механизма и аппаратуры управления. Под передачами понимают механизмы, служащие для передачи механической энергии на расстоянии, как правило, с преобразованием скоростей и моментов, иногда с преобразованием видов и законов движения. Основными функциями передаточных механизмов являются: передача и преобразование движения, изменение с различными исполнительными органами данной машины, пуск, остановка и реверсирование движения.
Эти функции должны выполняться безотказно с заданными степенью точности и производительностью в течение определенного промежутка времени. При этом механизм должен иметь минимальные габариты, быть экономичным и безопасным в эксплуатации. Данный прибор ленточного конвейера цилиндрического одноступенчатого прямозубого редуктора.
Редукторами называют механизмы, состоящие из передач зацеплением с постоянным передаточным отношением, заключенных в отдельный корпус и предназначенных для понижения угловой скорости выходного вала. В зависимости от числа пар звеньев в зацеплении (чисто ступней), редукторы общего назначения бывают одно-, двух-, и трехступенчатыми.
По расположению осей валов в пространстве различают редукторы с параллельными, пересекающимися и перекрывающимися осями входного и выходного валов.
Устройства, предназначенные для соединения валов и передачи вращающего момента без изменения его направления, называются муфтами.
Наряду с кинематической и силовой связью отдельных частей машины, муфты выполняют ряд других функций: обеспечение работы соединяемых валов при смещениях, обусловленных неточностями монтажа или деформации деталей; улучшение динамических характеристик привода, т.е. смягчение при работе толчков и ударов; регулирование передаваемого момента в зависимости от угловой скорости.
А синхронный, трехфазного тока, тип 4АМ112М4УЗ, исполнение закрытое обдуваемое, мощность- 15кВт, частота вращения вала -1445 мин -1, диаметр выходного конца вала 40 мм.
Одноступенчатый цилиндрический горизонтальный, прямозубый, межосевое расстояние 160 мм, передаточное число подшипники - радиальные однорядные.
Цилиндрическая прямозубая передача, межосевое расстояние передачи-160 мм., передаточное число U=4
III Описание и обоснование выбранной конструкции
Согласно заданию, полученному для расчета, привод включает в себя цилиндрический прямозубый редуктор.
Редуктор предназначен для понижения угловой скорости и повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Зубчатые колеса - прямозубые, редуктор - горизонтальный. Валы редуктора монтируются на подшипниках качения.
IV Расчеты, подтверждающие работоспособность привода
1 Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя
3. Одноступенчатый цилиндрический редуктор.
- подобрать электродвигатель по номинальной мощности и частоте вращения ведущего вала;
- определить общее передаточное число привода и его ступеней;
- определить мощность - Р, частоту вращения - n, угловую скорость - и вращающий момент - Т на каждом валу.
1. Мощность на рабочем валу Ртреб.=5;
2. Частота вращения рабочего вала nобщ..=150мин-1
Для устойчивой работы привода необходимо соблюдение условий: номинальная (расчетная) мощность электродвигателя должна быть меньше или равна мощности стандартного электродвигателя.
Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От его мощности и частоты вращения вала зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машин и его привода.
Определяем общий коэффициент полезного действия привода
=0,96-КПД открытой зубчатой передачи.
Определяем требуемую (номинальную) мощность двигателя Ртреб
где Р - мощность на ведомом валу двигателя, кВт;
Для расчета выбираем синхронный двигатель серии 4АМ с номинальной мощностью Рдв= 5,5 кВт. Выбран двигатель:
4АМ112М4У3 с номинальной частотой вращения nдв=1445 мин -1.
Определение передаточного числа привода и его составляющих
Передаточное число привода определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя к частоте вращения приводного вала рабочей машины и равно произведению передаточных чисел редуктора и открытой зубчатой передачи.
Значение передаточного числа цилиндрического редуктора выбираем из номинального ряда передаточных чисел предусмотренных ГОСТ 2185 - 66
Принимаем значение передаточного числа редуктора Uред=2,41
Зная Uред вычисляем передаточное число открытой зубчатой передачи.
Определение силовых и кинематических параметров привода
Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитывают на валах исходя из требуемой (расчетной) мощности двигателя Рдвиг. и его требуемой частоты вращения nтреб.
Определяем мощность на каждом валу привода:
Определяем частоту вращения каждого вала:
Определяем угловые скорости каждого вала:
Определяем вращающие моменты на каждом валу:
Таблица 1.1-Силовые и кинематические параметры привода
Заключение: Анализ силовых и кинематических расчетных параметров, приведенных в таблице 1.1 показывает, что проектируемый привод обеспечивает значение заданных выходных параметров, Рвых. и nвых. соответствующих техническому заданию.
2 Расчет закрытой прямозубой цилиндрической передачи
- выбор материалов и вида термообработки зубчатых колес передачи;
- определение геометрических параметров передачи;
- выполнение проверочного расчета по критериям работоспособности.
Исходными данными для расчета являются силовые и кинематические параметры передачи, приведенные в таблице 2.1.
Таблица 2.1 - Силовые и кинематические параметры редуктора
Надежная работа закрытой зубчатой передачи обеспечена при соблюдении условий прочности по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.
где и - соответственно расчетные контактные и изгибные напряжений проектируемой передачи;
и - соответственно допускаемые контактное и изгибное напряжения материалов колес.
Допускаемая недогрузка передачи - не более 10% и перегрузка
В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на курсовое проектирование, в мало- и средненагруженных передачах, а также в открытых передачах применяют зубчатые колеса с твердостью стали 350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.
Для увеличения нагрузочной способности передачи, уменьшения ее габаритов твердость шестерни НВ1 назначается больше твердости колеса НВ2
Выбор материалов для изготовления зубчатых колес
Так как мощность привода меньше 10 кВт, то по рекомендациям выбираем для изготовления зубчатых колес редуктора стальные зубчатые колеса с твердостью 350НВ (НВ 350). Принимаем материал: для колеса - сталь 40Х, термообработка - улучшение, твердость сердцевины - 235НВ, твердость на поверхности - 261НВ.
Для шестерни - 40Х, термообработка - улучшение, твердость сердцевины - 268НВ, твердость на поверхности - 302НВ.
НВ1=285> НВ2=248 на 37 единиц, т.е. условие (2.4) выполняется.
Определение допускаемые контактные напряжения и допускаемые напряжения изгиба
Определяем величину допускаемых напряжений в зависимости от твердости:
Учитывая, что срок службы привода 3 года, принимаем коэффициент долговечности КНL=1, получаем:
В качестве расчетных допускаемых напряжений принимаем:
Определяем допускаемое напряжение изгиба в зависимости от НВср
Учитывая, что срок службы привода 3 года, принимаем коэффициент долговечности КFL=1, тогда:
Определяем межосевое расстояние редуктора
где K= 49,5 - вспомогательный коэффициент для прямозубой передачи;
- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния равен 0,25.
Полученное значение округляем до ближайшего значения ГОСТ 6636-69 и окончательно принимаем a=160мм.
Определяем нормальный модуль зацепления
Принимаем стандартное значение 2 мм.
Определяем число зубьев шестерни z1, приняв в=0, cos в=1
Рисунок 2.2-Геометрические параметры зубчатого зацепления
Определяем геометрические параметры шестерни и колеса
Данные сводим в таблицу геометрических параметров передачи.
Таблица 2.2-Геометрические параметры зубчатого зацепления
Определение силовых параметров зацепления
Рисунок 2.3 - Схема сил в зацеплении цилиндрической зубчатой передачи.
В полюсе зацепления цилиндрических зубчатых колёс действуют силы:
Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям
Определение контактного напряжения по формуле:
где K- вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач К=436;
K=1,1-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;
K=1,0-коэффициент, учитывающий неравномерное распределения нагрузки по длине контактной линии зуба;
K=1,20-коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки.
Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба
где K=1,35-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;
K=1,0-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии зуба;
К=1,50-коэффициент, учитывающий влияние динамичной нагрузки;
- коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба;
-коэффициент формы зуба, принимается по эквивалентному числу зубьев.
Подставляем числовые данные в формулы (2.29) и (2.30), получаем:
Условия (2.29) и (2.30) выполняются.
Заключение: результаты проверочных расчетов по контактным напряжениям и напряжениям изгиба показывают, что полученные геометрические параметры редуктора удовлетворяют заданным.
Исходные данные для расчета: передаваемая мощность Ртр=5,5 кВт; частота вращения ведущего (меньшего) шкива nдв= 1445 об/мин; передаточное отношение ip =Uр.п=4; скольжение ремня е=0,015.
По монограмме на рис. 7.3 в зависимости от частоты вращения меньшего шкива n1 (в нашем случае n1 = nдв= 1445 об/мин; см. вал А на рис. 12.13) и передаваемой мощности Р=Ртр=5,5 кВт принимаем сечение клинового ремня Б.
Определяем диаметр меньшего шкива по формуле (3.2)
(Согласно таблице 7.8[2]) с учетом того, что диаметр шкива для ремней сечения Б не должен быть менее 125 мм, принимаем d1 = 125 мм.
при этом угловая скорость вала будет равна:
Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету,
Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов d1 = 125 мм,
Межосевое расстояние ар следует принять в интервале
где Т0 = 10,5 мм (высота сечения ремня по табл. 7.7[2]),принимаем предварительно близкое значение аmax=ар = 625 мм.
Ближайшее значение по стандарту L = 2240мм
Уточненное значение межосевого расстояния ар с учетом стандартной длины ремня L
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L = 22,4мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его 0,025L = 56мм для увеличения натяжения ремней.
Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи
Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня
Для ремня сечения Б при длине L = 2240 мм коэффициент CL = 1,0
Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата
при б1 = 1600 коэффициент Са = 0,89
Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче
Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче предполагая, что число ремней в передаче будет от 4 до 6, прием коэффициентов
где Р0 - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт (см. табл. 7.8 [2]); для ремня сечения Б при длине L = 2240 мм, работе на шкиве d1 = 125мм и i ? 3 мощность Р0 = 1,95(то, что в нашем случае ремень имеет другую длину L = 2240 учитывается коэффициентом СL);
где скорость 5Л = 0,5щдвd1 = 0,5151,24125103=9,5 м/с;
? - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил для ремня сечения Б коэффициент
Давление на валы определяем по формуле
Редукторные валы испытывают два основных вида деформаций: изгиб и кручение. Кручение на валах возникает под действием вращающих моментов от двигателя и рабочей машины. Изгиб валов вызывается радиальной осевой силой в зубчатом зацеплении закрытой передачи.
Определить диаметры выходных концов валов, диаметры валов под подшипниками и под зубчатыми колесами.
Вращающий момент на ведущем валу Т2=137Нм;
Расчет ведем по допускаемым напряжениям кручения, а действие изгиба учитываем их понижением.
Определяем диаметр выходного конца вала по формуле:
Полученные значения увеличиваем на 10%, учитывая ослабление сечения шпоночным пазом:
Принимаем ближайшее большее значение по ГОСТ 6636-69
Диаметр буртика для упора подшипника:
Определяем диаметр выходного конца вала:
Полученное значение увеличиваем на 10%, учитывая ослабление сечения шпоночным пазом:
Принимаем ближайшее большее значение по ГОСТ 6636-69

Рисунок 4.1 - Ведущий вал - шестерня
5 Конструктивные размеры зубчатого колеса
Диаметр центровой окружности облегчающих отверстий в диске:
Диаметр облегчающих отверстий в диске:
принимаем 4 отверстия с диаметром dотв=30мм
6 Основные размеры корпуса и крышки редуктора
Корпус и крышка редуктора изготавливаем литым из чугуна. Основные размеры приведены в таблице 6.1.
Таблица 6.1-основные размеры элементов корпуса редуктора из чугуна
1. Толщина стенки корпуса(картера) одноступенчатого редуктора
7. Зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса
9. Диаметр болтов у подшипников (по бобышкам)
10. Диаметр болтов, соединяющих крышку с картером по фланцам
11. Диаметр винтов смотровой крышки
12. Толщина фундаментного фланца основания корпуса
Необходимо разработать смотровой люк. Его делают прямоугольной или круглой формы. Люк закрывают крышкой.
Отверстие под жезловый маслоуказатель и сливную пробку располагают на одной стороне корпуса. Нижняя кромка сливного отверстия должна быть на уровне днища, которое выполняется с уклоном 1-2 градуса в сторону отверстия.
Для герметизации подшипниковых узлов, осевой фиксации подшипников и восприятие осевых нагрузок служат крышки. Они изготовлены из чугуна СЧ15 врезные.
Наружный диаметр крышек подшипников D равен наружным диаметрам соответствующих подшипников.
7 Предварительный подбор подшипников
Подобрать подшипники качения для ведущего и ведомого валов цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора.
Диаметры валов под подшипники: ведущего ведомого угловые скорости , частота вращения
Силе в полюсе замещения: окружная Ft=2765,5Н; радиальная Fr=1006,6Н. Нагрузка нереверсивная, спокойная.
На первом этапе подшипники выбираем по диаметру вала, характеру нагрузки, частоте вращения вала, по условиям работы.
Выбор типа подшипника зависит от целого ряда факторов, которые приведены в данных для расчета. Пользуясь рекомендациями, приведенными в таблице, принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии 308 для ведущего вала и легкой серии 210 для ведомого вала. (Параметры подшипников приведены в таблице 7.1[2]).
Таблица 7.1-Характеристика подшипников
где d - внутренний диаметр подшипника;
С0 - статистическая грузоподъемность
Компоновку редуктора выполняем в масштабе 1:1. По середине миллиметровке проводятся две параллельные линии на межосевом расстоянии друг от друга. Вычерчиваем зубчатую пару в соответствии с геометрическими параметрами. Расстояние между торцами шестерни и колеса и внутренней стенкой корпуса принимаем f=10мм. Расстояние между зубьями колес и внутренней стенкой принимаем равным 1,5f=15мм.
Вычерчиваем подшипники ведущего и ведомого валов. Измеряем расстояние l-между центром радиальных подшипников и центром зубчатых колес: на ведущем валу l1=l2= 45мм и l3=64мм
на ведомом валу l1=l2= 44мм и l3=78мм.
Наша эскизная компоновка выполнена на миллиметровку.
Рисунок 9.1 -Пространственная схема нагрузки валов
Определить диаметры валов в опасном сечении
Пользуясь 3-й или 4-й теорией прочности, определить диаметры валов в опасном сечении, учитывая совместное действие изгиба и кручения
1 Составляем уравнения равновесия и определяем опорные реакции от сил, действующих в плоскости YZ (вертикальная плоскость)

Рисунок 9.2 -Эпюры изгибающих моментов и крутящего момента на ведомом валу
Составляем уравнения равновесия и определяем опорные реакции в плоскости XZ (горизонтальная плоскость)
Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов в плоскости YZ (вертикальная плоскость)
Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов в плоскости XZ (горизонтальная плоскость)
По данным расчетам строим эпюру изгибающих моментов в вертикальных и горизонтальных плоскостях, а также эпюру крутящего момента.
Используя 3-ю теорию прочности, определяем приведенный момент в опасном сечении по формуле
Приняв [ ] =50 Н/мм2, получаем значение диаметра вала в опасном сечении
Фактический диаметр вала под колесом, 60 мм больше расчетного 62,82 мм.
10 Проверка подшипников на долговечность
1. Определить эквивалентную динамическую нагрузку;
2. Проверить подшипники на динамическую грузоподъемность;
3. Определить расчетную долговечность подшипника.
Частота вращения колец подшипника: n3= 150 мин-1.
Силы в полюсе зацепления: окружная Ft =2765,5 Н;
Проверочный расчет подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность определяется по условиям:
Где Ср- расчетная динамичность грузоподъемность, Н;
С - базовая динамическая грузоподъемность, Н;
Требуемая долговечность Lh подшипника предусмотрена ГОСТ
16162-93 и составляет для зубчатых редукторов Lh > 1000 ч.
Определяем суммарные реакции на опорах
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку
где v =1.0 - коэффициент, учитывающий вращение колец;
Кт = 1.0 - температурный коэффициент;
Kу = 1.2 - коэффициент безопасности.
Определяем долговечность подшипника
Условие L10h Lh выполняется, а следовательно, предварительно выбранные подшипники пригодны.
Рисунок 11.1- Схема шпоночного соединения
Подобрать шпонки и проверить их на смятие.
Подобранные шпонки должны удовлетворять условию
Допускаемые напряжения при стальной ступице и спокойной нагрузке
Проверке подлежат одна шпонка ведущего вала - под шкивом ременной передачи, и две - ведомого вала - под зубчатым колесом.
Размеры шпонок b х h подбираем по таблице, а рабочую длину шпонки lp замеряем с чертежа эскизной компоновки редуктора.
Таблица 11.1 - Размеры шпонок (ГОСТ 23360-78)
Проверяем условие прочности по формуле:
где d - соответствующий диаметр вала, мм;
lр - рабочая длина шпонки, замеряется с эскизной компоновки.
Условие прочности шпоночных соединений на смятие выполняется.
12 Уточненный расчет вала на прочность
Определить коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнить их с допускаемыми.
Расчетный коэффициент запаса прочности должен быть больше допускаемого n > [n].
[n] = 1.3…1.5 - при высокой достоверности расчета;
[n] = 1.6….2.1 - при менее точной расчетной схеме.
Опасное сечение вала определяется наличием источника концентрации напряжений при суммарном изгибающем моменте и моменте кручения.
В нашем случаи опасным сечением является место посадки зубчатого колеса на ведомом валу, а источник концентрации напряжений - шпоночная канавка. Диаметр вала в этом сечении d= 54 мм.
Материал для вала сталь 45 улучшенная, ув = 660 Н/мм2.
Коэффициент запаса прочности определяется по формуле
где nу - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
n - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;
[n] - допускаемый коэффициент запаса прочности.
[n] = 1.3…1.5 - при высокой достоверности расчета;
[n] = 1.6….2.1 - при менее точной расчетной схеме.
Коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям определяется по формулам:
где у-1, -1 - приделы выносливости при симметричном цикле изгиба и кручения;
- коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
- коэффициент влияния поверхностного упрочнения;
- коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла на величину придела выносливости.
Придел выносливости при изгибе с симметричным циклом переменных напряжений изгиба определяется по формуле
Амплитуда напряжения определяется по формуле:
где М - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении;
Wнетто - осевой момент сопротивления сечения вала, ослабленного шпоночной канавкой.
Суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении
Касательное напряжение изменяются по отнулевому циклу.
Амплитуда и среднее напряжение определяются по формуле
где Wp нетто - полярный момент сопротивления сечения вала, ослабленного шпоночной канавкой.
Полярный момент сопротивления определяется по формуле:
Среднее напряжение при симметричном цикле нормальных напряжений
Значение коэффициентов kу, k, у, , , и у принимаем по таблицам:
kу = 1.75; k = 1.6; у = = 0.71; = 0.93; = у = 0.2
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Определяем результирующий коэффициент запаса прочности
Условия прочности вала на выносливость выполняются.
13 Смазка зубчатого зацепления и подшипников
Смазка зубчатого зацепления и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей.
По способу подвода смазки к зацеплению различают картерную и циркуляционную смазку.
Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом. Этот способ применяется для зубчатых передач при окружных скоростях м/с. При большей скорости масло сбрасывается с зубчатых колес центробежной силой. В цилиндрических передачах следует погружать в масло не глубже высоты зуба зубчатого колеса. Рекомендуемый сорт смазочного масла
И-Г-А-45 по ГОСТ 20799-85. Количество масла ориентировано подсчитываться по формуле
Так как окружная скорость зубчатых колес х =1.5 м/с, применяем смазывание подшипников пластичными материалами типа солидол жировой (ГОСТ 1033-79). Такой способ смазки применяется при окружных скоростях х < 2 м/с. Смазочный материал набивают в подшипник вручную при снятой крышке подшипникового узла.
Подшипник должен быть закрыт внутренним уплотнением с внутренней стороны подшипникового узла. Уплотнительные устройства применяют для предотвращения вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также защиты от попадания пыли, грязи и влаги.
Для наружного уплотнения применяем манжетные уплотнения, основные размеры которых приведены в таблице 13.1
Таблица 13.1 - Размеры манжетных уплотнителей
На сборку поступают детали, соответствующие рабочим чертежам и спецификации.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку редуктора производят в соответствии со сборочным чертежом, который дает представление о последовательности и порядке сборки, а также устанавливает контроль габаритных, установочных и присоединительных размеров.
на ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до температуры 80-100 ;
в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо; затем надевают распорные втулки и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы устанавливают подшипниками в подшипниковые гнезда картера редуктора, затем покрывают фланцы картера и крышки пастой «Герметик», закладывают крышки подшипников в пазы, устанавливают монтажные конические штифты, устанавливают крышку редуктора на картер и затягивают болты, крепящие крышку к картеру.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжетные уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки).
Далее на выходной конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку. Затем ввертывают сливную пробку и жезловый маслоуказатель в отверстия с прокладками. Заливают в корпус необходимое количество масла и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляют крышку винтами.
Собранный редуктор обкатывают в течение нескольких часов и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Основные правила ухода за приводом при его эксплуатации обычно регламентированы «Инструкцией по обслуживанию и эксплуатации».
Для нормальной работы привода в течение всего срока службы необходимо строго соблюдать требования инструкции, своевременно производить предписанные регламентные работы, немедленно устранять обнаруженные неисправности, не допуская работы привода с неисправностями, пусть даже на первый взгляд незначительными.
Особенно следует обращать внимание на смазку редуктора и муфты, своевременно контролировать уровень и наличие смазки, восполнять ее расход, а через обусловленный инструкцией период времени заменять полностью.
При обнаружении утечки масла следует выявит причины и устранить их, убедившись в отсутствии подтекания масла после ремонта.
Все крепежные резьбовые соединения требуют периодического подтягивания, особенно в начальный период эксплуатации привода. Подтягивание гаек и винтов рекомендуется производить тарировочным ключом.
Привод следует содержать в чистоте, оберегать от захламления посторонними предметами.
В результате проведенного кинематического расчета привода получены основные кинематические параметры, которые использовались в дальнейших расчетах при проектировании передач.
Для передачи вращающего момента от электродвигателя к редуктору спроектирована ременная передача клиновым ремнем. Подобраны сечения ремня и размеры шкивов.
Проведен расчет зубчатой передачи. По этому расчету выбран материал для изготовления зубчатых колес. Проектный расчет проводился по допустимым контактным напряжениям с целью определения геометрических параметров зубчатого зацепления. Определены размеры основных элементов зубчатых колес. Проверочные расчеты зубчатой передачи проведены по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.
Рассчитаны валы на прочность. Выбран тип подшипников. Определены опорные реакции и построены эпюры изгибающих и крутящих моментов. Произведен проверочный расчет подшипников на долговечность. Подобраны шпонки призматические на валы из стандартного ряда СТСЭВ 189-45.
Шпоночные соединения проверены на прочность по условию смятия. Выбрана смазка зубчатого зацепления и подшипников.
Спроектирован механический привод, состоящий:
Электродвигатель асинхронный, трехфазного тока, типа 4AM160SУ3, исполнение закрытое обдуваемое, мощность 11 кВт, частота вращения вала 975 мин-1, диаметр выходного конца вала 42 мм.
Редуктор одноступенчатый цилиндрический горизонтальный, прямозубый, межосевое расстояние 180 мм, передаточное число u=2,16, подшипники - радиальные однорядные.
Система смазки картерная; масло индустриальное И-Г-А-46.
Ременная передача клиновым ремнем сечения Б, шириной ремня b= 17 мм, толщиной ремня h=10.5 мм, длина ремня L= 2240 мм, передаточное отношение ременной передачи u=2,03.
1. Механика. Расчет и конструирование привода: учебное пособие по курсовому проектированию по дисциплине “Механика” / А.М. Меньщиков, В.Г. Межов, В.П. Кондрючая, О.А. Кожанова, - Красноярск: СибГТУ, 2010. - 156 с.
2. Проектирование деталей машин: Учебное пособие / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М.Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Козинцов.
- 3-е изд., стереотипное. - 416 с.: ил., схем., табл. - М., 2012.
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. курсовая работа [813,8 K], добавлен 28.05.2015
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
Кинематический расчет привода. Предварительный и уточненный подбор закрытой косозубой цилиндрической передачи редуктора, валов, подшипников и шпоночных соединений. Конструирование зубчатых колес и корпуса редуктора. Выбор смазки колес и подшипников. курсовая работа [426,8 K], добавлен 28.10.2012
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
Назначение и область применения привода. Кинематический расчет и выбор электродвигателя. Расчет цилиндрической прямозубой передачи с внутренним зацеплением. Расчет элементов корпуса редуктора, шпоночных и шлицевых соединений. Подбор подшипников и муфт. курсовая работа [713,3 K], добавлен 28.02.2012
Производительность ленточного конвейера. Выбор материала зубчатых колес. Кинематический и силовой расчет привода. Расчет цилиндрических зубчатых передач. Валы, соединения вал-ступица. Подбор и проверка шпонок. Проверочный расчет подшипников качения. курсовая работа [628,1 K], добавлен 14.03.2014
Кинематический и силовой расчет привода ленточного конвейера. Выбор материалов и допускаемых напряжений, конструктивные размеры корпуса редуктора и червячного колеса. Расчет червячной передачи и валов, компоновка редуктора. Тепловой расчет редуктора. курсовая работа [1,1 M], добавлен 14.06.2014
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. Рекомендуе
Привод ленточного конвейера курсовая работа. Производство и технологии.
Сочинение На Тему Первопечатник Иван Федоров
Реферат: Профилактика конфликтов
Отчет По Практике Электрика На Предприятии
Дипломная работа по теме Отбор и наем персонала (на примере ООО 'Авангард Электро')
Жизнь Без Наркотиков Сочинение
Реферат Оборудование
Курсовая работа по теме Право в Древнем Риме
Курсовая работа: Сучасні методи психологічної корекції у системі охорони здоров’я. Групова психологічна корекція
Доклад: К истории церкви Иоанна Воина
Пьезометрическая высота. Вакуум. Измерение давления
Курсовая работа: Потребительский выбор во времени. Скачать бесплатно и без регистрации
Напишите Эссе Рассуждение
Реферат На Тему Органы Налоговой Службы
Лабораторная Работа Электромагнитная Индукция 11 Класс
Научная работа: Концепция работы с одаренной молодежью
Контрольная Работа Номер 1 11 Класс Алгебра
Контрольная Работа На Тему Профессиональная Этика Специалиста Юриспруденции (С Учетом Профессиональной Деятельности)
Программа Вакцинации Эссе
Реферат: Pro Genetic Engineering Essay Research Paper Genetic
Реферат: Методы управления привлеченными средствами банка 20
Оплата труда персонала - Менеджмент и трудовые отношения дипломная работа
Библейские фразеологические единицы с архаичными компонентами в английском и русском языках - Иностранные языки и языкознание статья
Кадровые проблемы в российской библиотечной системе - Менеджмент и трудовые отношения дипломная работа