Проектирование привода цепного транспортера - Производство и технологии курсовая работа

Главная

Производство и технологии
Проектирование привода цепного транспортера

Проект привода цепного транспортера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Частота вращения тяговой звездочки и валов. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений. Расчет третьей ступени редуктора, окружная скорость.


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.
Спроектировать привод, состоящий из трехступенчатого цилиндро-коническо-цилиндрического мотор-редуктора (1), компенсирующе-предохранительной муфты (2), приводного вала с тяговой звездочкой (3), приводящей в движение тяговую цепь М112-1-125-2 ГОСТ 588-81 цепного транспортера. Мотор-редуктор и приводной вал установлены на сварной раме.
Техническая характеристика привода:
Окружная сила на звездочке F t , кН: 4,5.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
Общий КПД привода: з = з ред · з м · з п
з цп = 0,95…0,97; принимаем з цп = 0,96 - КПД закрытой цилиндрической передачи;
з кп = 0,95…0,97; принимаем з кп = 0,96 - КПД закрытой конической передачи;
з п = 0,99 - КПД пары подшипников качения.
з ред = 0,96 2 · 0,96 · 0,99 3 = 0,86
Р тр = Р вых / з = 1,8/0,83 = 2,2 кВт.
Р вых - мощность на тяговой звездочке.
Р вых = F t · V = 4,5 · 10 3 · 0,4 = 1,8 кВт.
К э = 1 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации передачи.
Частота вращения тяговой звездочки [3].
V = , следовательно n вых = = = 27 об/мин.
n вых - частота вращения тяговой звездочки. V = 0,4 м/с - скорость тяговой цепи. Z = 7 - число зубьев тяговой звездочки. t = 125 мм - шаг цепи.
По заданию: М112-1-125-2 ГОСТ 588-81 - тяговая пластинчатая цепь с разрушающей нагрузкой 112 кН, типа 1, с шагом 125 мм, исполнения 2.
F t = F 1 - F 2 = 4,5 кН., F 2 = 0,25F 1
Выбираем электродвигатель с запасом мощности: АИР100S4
U ред = U 1 · U 2 · U 3 = n дв / n вых = 1440/27 = 53,3
U 1 - передаточное число первой ступени;
U 2 - передаточное число второй ступени;
U 3 - передаточное число третьей ступени.
Примем: U 1 = 4; U 2 = 3,5; U 3 = 3,8.
n 2 = n 1/ U 1 = 1440/4 = 360 об/мин;
n 3 = n 2/ U 2 = 360/3,5 = 102,8 об/мин;
щ 1 = рn 1/ 30 = 3,14 · 1440/30 = 150,7 рад/с;
щ 2 = рn 2/ 30 = 3,14 · 360/30 = 37,7 рад/с;
щ 3 = рn 3/ 30 = 3,14 · 102,8/30 = 10,8 рад/с;
щ 4 = щ вых = рn 4/ 30 = 3,14 · 27/30 = 2,8 рад/с.
Р 1 = Р дв = 3 кВт; Р 2 = Р 1 · з цп · з п = 3 · 0,96 · 0,99 = 2,85 кВт;
Р 3 = Р 2 · з кп · з п = 2,85 · 0,96 · 0,99 = 2,7 кВт;
Р 4 = Р 3 · з цп · з п = 2,7 · 0,96 · 0,99 = 2,6 кВт;
Р вых = Р 4 · з м · з п = 2,6 · 0,98 · 0,99 = 2,5 кВт;
М 1 = Р 1/ щ 1 = 3/150,7 = 0,02 кН·м = 20 Н·м;
М 2 = Р 2/ щ 2 = 2,85/37,7 = 0,076 кН·м = 76 Н·м;
М 3 = Р 3/ щ 3 = 2,7/10,8 = 0,25 кН·м = 250 Н·м;
М 4 = Р 4/ щ 4 = 2,6/2,8 = 0,93 кН·м = 930 Н·м;
М вых = Р вых / щ 4 = 2,5/2,8 = 0,9 кН·м = 900 Н·м.
Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений.
Материал колес - сталь 45; термообработка - улучшение: 235…262 НВ 2 ;
248,5 НВ СР2 ; у в = 780 МПа; у -1 = 540 МПа; ф = 335 МПа.
Материал шестерен - сталь 45; термообработка - улучшение: 269…302 НВ 1 ;
285,5 НВ СР1 ; у в = 890 МПа; у -1 = 650 МПа; ф = 380 МПа. табл.3.2 [4].
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса.
N K 6 = 573 · щ 4 · L h = 573 · 2,8 · 7000 = 17,2 · 10 6 циклов;
N K 5 = N K 6 · U 3 = 17,2 · 10 6 · 3,8 = 65,4 · 10 6 циклов.
N HO = 16,5 · 10 6 табл.3.3 [4] - число циклов перемены напряжений, соответствующих пределу выносливости.
При N K > N HO , коэффициент долговечности К Н L = 1.
N FO = 4 · 10 6 - число циклов перемены напряжений при изгибе для всех видов сталей, стр.56 [4].
При N K > N FO , коэффициент долговечности К FL = 1.
[у] H 5 = 1,8HB CP 1 + 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа
[у] H 6 = 1,8HB CP 2 + 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа
[у] F 5 = 1,03HB CP 1 = 285,5 · 1,03 = 294 МПа
[у] F 6 = 1,03HB CP 2 = 248,5 · 1,03 = 256 МПа
Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:
б 3 = К б (U 3 + 1) = 495 · (3,8 + 1) = 201,5 мм.
К б = 495 - для прямозубых передач, стр.135 [3].
К Н в = 1 - при постоянной нагрузке.
m = (0,01-0,02) б 3 = 2-4 мм, принимаем m = 3 мм.
z 5 = 2б 3/ m (U 3 + 1) = 2 · 200/3 · (3,8 + 1) = 28
d a 5 = d 5 + 2m = 84 + 2 · 3 = 90 мм
d t 5 = d 5 - 2,5m = 84 - 2,5 · 3 = 76,5 мм
d a 6 = d 6 + 2m = 318 + 2 · 3 = 324 мм
d t 6 = d 6 - 2,5m = 318 - 2,5 · 3 = 310,5 мм
b 6 = ш ва · б 3 = 0,4 · 200 = 80 мм
Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, стр.32 [1].
Коэффициент формы зуба: у F 5 = 3,9, у F 6 = 3,6, стр.42 [1].
[у F 5 ] / у F 5 = 294/3,9 = 75,4 МПа; [у F 6 ] / у F 6 = 256/3,6 = 71 МПа
71<75,4 - следовательно, расчет ведем по зубьям колеса.
К F = К Fв · K FV = 1,03 · 1,1 = 1,14
окружное: F t 5 = F t 6 = 2М 3/ d 5 = 2 · 250/0,084 = 5952 H
радиальное: F r 5 = F r 6 = F t 5 · tgб = 5952 · tg 20° = 2166 H
у F 6 = F t 6 · К F · у F 6/ b 6 · m = 5952 · 1,14 · 3,6/80 · 3 = 101,8 МПа< [у] F 6 = 256 МПа
Прочность зубьев по изгибу обеспечена.
Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:
К Н = К Н б · К Н в · К Н V = 1 · 1 · 1,05 = 1,05
К Н б = 1 стр.32 [1] ; К Н в = 1 табл.3.1 [1] ; К Н V = 1,05 стр.32 [1].
Следовательно, прочность зубьев по контактному напряжению обеспечена. Расчет второй ступени редуктора. Внешний делительный диаметр колеса [1].
По ГОСТ 6636-69 принимаем d e 4 = 250 мм.
д 4 = arctg (U 2 ) = arctg 3,5 = 74,05є; д 3 = 90є - д 4 = 15,95є
R e = d e 4/ 2sin (д 4 ) = 250/2sin 74,05 = 130,2 мм
Ширина зубчатого венца шестерни и колеса:
b = 0,285R e = 0,285 · 130,2 = 37,11 мм
z 4 = d e 4/ m e = 250/1,73 = 144,5, принимаем z 4 = 144.
Внешние диаметры шестерни и колеса.
d e3 = m e z 3 = 1,73 · 41 = 70,93 мм;
d e4 = m e z 4 = 1,73 · 144 = 249,12 мм.
d ae3 = d e3 + 2 (1 + X e3 ) m e cosд 3
d ae 4 = d e 4 + 2 (1 - X e3 ) m e cosд 4
X e3 = 0,33 - коэффициент смещения [1].
d ae 3 = 70,93 + 2 · 1,33 · 1,73 · cos15,95є = 75,35 мм
d ae 4 = 249,12 + 2 · 0,67 · 1,73 · cos74,05є = 249,76 мм
d 3 = 0,857d e3 = 0,857 · 70,93 = 60,8 мм
d 4 = 0,857d e4 = 0,857 · 249,12 = 213,5 мм
где F t 4 = = = 2342 H - окружная сила в зацеплении.
Величину K Hv находим из [1], в зависимости от класса прочности и окружной скорости.
V 2 = щ 3 d 4/ 2 · 10 3 = 10,8 · 213,5/2 · 10 3 = 1,15 м/с
у Н = 470 = 460 МПа < [у] Н = 514 МПа
у F 4 = Y F 4 Y в K Fб K Fв K Fv ? [у] F
Y в = K Fб = K Fв =1, v F = 0,85, K Fv = 1,01, Y F 4 = 3,63 [4].
z v4 = z 4/ cos д 4 = 144/cos 74,05є = 523,6
у F 4 = 3,63 · · 1,01 = 157 МПа ? [у] F = 256 МПа
F r3 = F a4 = F t4 · tgб · cos д 3 = 2342 · tg 20є · cos 15,95є = 820 H
F a3 = F r4 = F t4 · tgб · cos д 4 = 2342 · tg 20є · cos 74,05є = 234 H
Расчет первой ступени редуктора. U 1 = 4
Материалы и допускаемые напряжения одинаковы с тихоходной ступенью
б 1 = К б (U 1 + 1) = 495 · (4 + 1) = 97,6 мм.
К б = 495 - для прямозубых передач, стр.135 [3].
К Н в = 1 - при постоянной нагрузке. Принимаем б 1 = 100 мм.
m = (0,01-0,02) б 1 = 1-2 мм, принимаем m = 1,5 мм.
z 1 = 2б 1/ m (U 1 + 1) = 2 · 100/1,5 · (4 + 1) = 27
z 2 = z 1 U 1 = 27 · 4 = 108, d 1 = m z 1 = 1,5 · 27 = 40,5 мм
d a 1 = d 1 + 2m = 40,5 + 2 · 1,5 = 43,5 мм
d t 1 = d 1 - 2,5m = 40,5 - 2,5 · 1,5 = 36,75 мм
d a 2 = d 2 + 2m = 162 + 2 · 1,5 = 165 мм
d t 2 = d 2 - 2,5m = 162 - 2,5 · 1,5 = 158,25 мм
b 2 = ш ва · б 1 = 0,315 · 100 = 32 мм
Коэффициент формы зуба: у F 1 = 4,07, у F 2 = 3,6, стр.42 [1]. Усилия в зацеплении:
окружное: F t 1 = F t 2 = 2М 1/ d 1 = 2 · 20/0,0405 = 988 H
радиальное: F r 1 = F r 2 = F t 1 · tgб = 988 · tg 20° = 360 H
[у F 1 ] / у F 1 = 294/4,07 = 72 МПа; [у F 2 ] / у F 2 = 256/3,6 = 71 МПа
71<72 - следовательно, расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.
Коэффициент нагрузки: К F = К Fв · K FV = 1,04 · 1,25 = 1,3
К Fв = 1,04 табл.3.7 [1], K FV = 1,25 табл.3.8 [1]. Напряжение изгиба в зубьях колеса:
у F 2 = F t 2 · К F · у F 2/ b 2 · m = 988 · 1,3 · 3,6/32 · 1,5 = 96 МПа< [у] F 2 = 256 МПа
Прочность зубьев по изгибу обеспечена. Напряжение изгиба при перегрузке:
у Fmax = у F · М max / М ном = 96 · 2,2 = 211 < [у Fmax ] = 681 МПа
[у Fmax ] = 2,74НВ 2 = 2,74 · 248,5 = 681 МПа
Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:
у Н2 = = = 433 МПа < [у] Н2 =514 МПа
К Н = К Н б · К Н в · К Н V = 1 · 1 · 1,05 = 1,05
К Н б = 1 стр.32 [1] ; К Н в = 1 табл.3.1 [1] ; К Н V = 1,05 стр.32 [1].
Проверка контактных напряжений при перегрузке:
у max = у Н · = 433 · = 642 МПа < [у Нпр ] = 1674 МПа
[у Нпр ] = 3,1 · у Т = 3,1 · 540 = 1674 МПа
V 1 = = 3,14 · 0,0405 · 1440/60 = 3,1 м/с
Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, стр.32 [1].
Основные размеры корпуса и крышки редуктора.
д = 0,025б 3 + 3 = 0,025 · 201,5 + 3 = 8 мм
д 1 = 0,02б 3 + 3 = 0,02 · 201,5 + 3 = 7 мм
Принимаем: д = д 1 = 8 мм. Толщина поясов стыка:
d 1 = 0,03б 3 + 12 = 0,03 · 201,5 + 12 = 18 мм - М18
d 2 = 0,75d 1 = 0,75 · 18 = 13,5 мм - М14
d 3 = 0,6d 1 = 0,6 · 18 = 9,9 мм - М10
d 4 = 0,5d 1 = 0,5 · 18 = 9 мм - М10
Расчет ведомого вала и расчет подшипников для него.
Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:
Принимаем: выходной диаметр Ш56 мм, под подшипники - Ш60 мм, под колесо - Ш65 мм. Усилие от муфты: F M = 250 = 250 = 7624 H
F t 6 = 5952 H, F r 6 = 2166 H, a = 212 мм, b = 71,5 мм, с = 100 мм.
R Ax (a + b) - F t6 b = 0; R Ax = F t6 b / (a + b) = 5952 · 0,0715/0,2835 = 1501 H
R Bx = F t6 - R Ax = 5952 - 1501 = 4451 H
M x = R Bx b = 4451 · 0,0715 = 318 H · м
R Ay = F r6 b / (a + b) = 2166 · 0,0715/0,2835 = 546 H
R By = F r6 - R Ay = 2166 - 546 = 1620 H
M y = R By b = 1620 · 0,0715 = 116 H · м
F M (a + b + c) - R AF м (a + b) = 0;
R AF м = F M (a + b + c) / (a + b) = 7624 · 0,3835/0,2835 = 10313 H
R BF м = R AF м - F M = 10313 - 7624 = 2689 H
R A ' = R A + R AF м = 1597 + 10313 = 11910 H
R B ' = R B + R BF м = 4736 + 2689 = 7425 H
Опасное сечение I - I. Концентрация напряжений в сечении I - I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.
Материал вала - сталь 45, НВ = 240, у в = 780 МПа, у т = 540 МПа, ф т = 290 МПа,
у -1 = 360 МПа, ф -1 = 200 МПа, ш ф = 0,09, табл.10.2 [2].
Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.
у а = у u = М AF м / 0,1d 4 3 = 762,4 · 10 3/ 0,1 · 60 3 = 35,3 МПа
ф а = ф к /2 = М 4/ 2 · 0,2d 4 3 = 930 · 10 3/ 0,4 · 60 3 = 10,8 МПа
К у / К dу = 3,8 табл.10.13 [2] ; К ф / К dф = 2,2 табл.10.13 [2] ;
K Fу = K Fф = 1 табл.10.8 [2] ; K V = 1 табл.10.9 [2].
K у Д = (К у / К dу + 1/К Fу - 1) · 1/K V = (3,8 + 1 - 1) · 1 = 3,8
K ф Д = (К ф / К dф + 1/К Fф - 1) · 1/K V = (2,2 + 1 - 1) · 1 = 2,2
у -1Д = у - 1/ K у Д = 360/3,8 = 94,7 МПа
ф -1Д = ф - 1/ K ф Д = 200/2,2 = 91 МПа
S у = у -1Д / у а = 94,7/35,3 = 2,7; S ф = ф - 1Д / ф а = 91/10,8 = 8,4
S = S у S ф / = 2,7 · 8,4/ = 2,6 > [S] = 2,5
Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №212,
С = 52 кН, С 0 = 31 кН, dЧDЧB = 60Ч110Ч22
Q A = R A ' K д K T = 11910 · 1,3 · 1 = 15483 H
L h = a 23 (C / Q A ) m (10 6/ 60n 4 ) = 0,8 · (52/15,483) 3 · (10 6/ 60 · 27) = 1,9 · 10 4 ч
Так как L h < [t] возьмем роликовые подшипники №2312; С = 151 кН;
L h = 0,7 · (151/15,183) 3,3 · (10 6/ 60 · 27) = 8,2 · 10 4 ч > [t] = 2,5 · 10 4 ч
Подшипник подходит. Расчет промежуточного (третьего) вала
Диаметр вала, исходя из расчета на кручение:
Принимаем: диаметр под подшипники - Ш40 мм, под коническое колесо - Ш45мм.
F t 5 = 5952 H, F r 5 = 2166 H, d = 71,5 мм, e = 133 мм, f = 78,5 мм.
F t 4 = 2342 H, F r 4 = 234 H, F a 4 = 820 H.
R DX = (F t5 d + F r4 (d+e) + F a4 d 4 /2) / (d+e+f) = (5952·71,5 + 234·204,5 + 820·106,75) /283 = 1982 Н;
R CX = (F r4 f + F t5 (f+e) - F a4 d 4 /2) / (d+e+f) = (234·78,5 + 5952·211,55 - 820·106,75) /283 = 4204 Н;
Проверка: R DX + R CX - F t 5 - F r 4 = 1982 + 4204 - 5952 - 234 = 0.
R DY = (F r 5 d + F t 4 (d+e)) / (d+e+f) = (2166·71,5 + 2342·204,5) /283 = 2238 Н;
R CY = (F t4 f + F r5 (f+e)) / (d+e+f) = (2342·78,5 + 2166·211,5) /283 = 2270 Н;
Проверка: R DY + R CY - F r 5 - F t 4 = 2238 + 2270 - 2166 - 2342 = 0.
Опасное сечение - место под колесо цилиндрической передачи.
Материал вала - сталь 45, НВ = 240, у в = 780 МПа, у т = 540 МПа, ф т = 290 МПа,
у -1 = 360 МПа, ф -1 = 200 МПа, ш ф = 0,09, табл.10.2 [2].
Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:
М у = R DX (e+f) - F r 4 e - F a 4 d 4 /2 = 1982 · 0,2115 - 234 · 0,133 - 820 · 0,107= 300,7 Н·м;
М х = R DY (e+f) - F t 4 e = 2238 · 0,2115 - 2342 · 0,133 = 162 Н·м;
Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.
у а = у u = М сеч / 0,1d 3 = 341,6 · 10 3/ 0,1 · 76,5 3 = 37,5 МПа
ф а = ф к /2 = М 3/ 2 · 0,2d 3 = 250 · 10 3/ 0,4 · 76,5 3 = 6,9 МПа
К у / К dу = 3,8 табл.10.13 [2] ; К ф / К dф = 2,2 табл.10.13 [2] ;
K Fу = K Fф = 1 табл.10.8 [2] ; K V = 1 табл.10.9 [2].
K у Д = (К у / К dу + 1/К Fу - 1) · 1/K V = (3,8 + 1 - 1) · 1 = 3,8
K ф Д = (К ф / К dф + 1/К Fф - 1) · 1/K V = (2,2 + 1 - 1) · 1 = 2,2
у -1Д = у - 1/ K у Д = 360/3,8 = 94,7 МПа
ф -1Д = ф - 1/ K ф Д = 200/2,2 = 91 МПа
S у = у -1Д / у а = 94,7/37,5 = 2,6; S ф = ф - 1Д / ф а = 91/6,9 = 13,2
S = S у S ф / = 2,6 · 13,2/ = 2,63 > [S] = 2,5
Осевые нагрузки присутствуют, поэтому берем роликовые подшипники №7208, С = 58,3 кН, С 0 = 40 кН, dЧDЧB = 40Ч80Ч18
в которой радиальная нагрузка R C = 4778 H; осевая нагрузка F a 4 = 820 H; V = 1 -
вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности K б = 1,3; К Т = 1.
Отношение F a 4/ С о = 820/40000 = 0,021; этой величине соответствует е = 0,37.
Отношение F a 4/ R C = 820/4778 = 0,17 < е; Х = 0,4; Y = 1,6.
Q э = (0,4·4778 + 1,6· 820) ·1,3 = 4077 H.
L h = a 23 (C / Q э ) m (10 6/ 60n 3 ) = 0,8 · (58,3/4,077) 3 · (10 6/ 60 · 102,8) = 3,9 · 10 4 ч
Расчет промежуточного (второго) вала
Диаметр вала, исходя из расчета на кручение:
Принимаем: диаметр под подшипники - Ш30 мм, под цилиндрическое колесо - Ш35 мм.
F t 2 = 988 H, F r 2 = 360 H, k = 46,5 мм, l = 46,5 мм, m = 48,5 мм.
F t 3 = 2342 H, F r 3 = 820 H, F a 3 = 234 H.
R GX = (-F t 2 k + F r 3 (k+l+m) - F a 3 d 3 /2) / (k+l) = (-988·46,5 + 820·141,5 - 234·30,4) /93= 677 Н
R FX = (-F t 2 l - F r 3 m + F a 3 d 3 /2) / (k+l) = (-988·46,5 - 820·48,5 + 234·30,4) /93= - 845 Н. Проверка: R FX + R GX + F t 2 - F r 3 = - 845 + 677 + 988 - 820 = 0.
R GY = (F r 2 k - F t 3 (k+l+m)) / (k+l) = (360·46,5 - 2342·141,5) /93= - 3383 Н
R FY = (F r2 l + F t3 m) / (k+l) = (360·46,5 + 2342·48,5) /93= 1401 Н
Проверка: R GY + R FY - F r 2 + F t 3 = - 3383 + 1401 - 360 + 2342 = 0.
Опасное сечение - опора G. Материал вала - сталь 45, НВ = 240, у в = 780 МПа, у т = 540 МПа, ф т = 290 МПа,
у -1 = 360 МПа, ф -1 = 200 МПа, ш ф = 0,09, табл.10.2 [2].
Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:
М у = F a 3 d 3 /2 - F r 3 m = 234·0,0304 - 820·0,0485 = - 32,7 Н·м;
М х = F t 3 m = 2342·0,0485 = 113,6 Н·м;
Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.
у а = у u = М сеч / 0,1d 3 = 118 · 10 3/ 0,1 · 30 3 = 43,7 МПа
ф а = ф к /2 = М 2/ 2 · 0,2d 3 = 76 · 10 3/ 0,4 · 30 3 = 7 МПа
К у / К dу = 3,8 табл.10.13 [2] ; К ф / К dф = 2,2 табл.10.13 [2] ;
K Fу = K Fф = 1 табл.10.8 [2] ; K V = 1 табл.10.9 [2].
K у Д = (К у / К dу + 1/К Fу - 1) · 1/K V = (3,8 + 1 - 1) · 1 = 3,8
K ф Д = (К ф / К dф + 1/К Fф - 1) · 1/K V = (2,2 + 1 - 1) · 1 = 2,2
у -1Д = у - 1/ K у Д = 360/3,8 = 94,7 МПа
ф -1Д = ф - 1/ K ф Д = 200/2,2 = 91 МПа
S у = у -1Д / у а = 94,7/43,7 = 2,2; S ф = ф - 1Д / ф а = 91/7 = 13
S = S у S ф / = 2,2 · 13/ = 2,57 > [S] = 2,5
Осевые нагрузки присутствуют, поэтому берем роликовые подшипники №7206,
С = 38 кН, С 0 = 25,5 кН, dЧDЧB = 30Ч62Ч16
в которой радиальная нагрузка R G = 3450 H; осевая нагрузка F a 3 = 234 H; V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности K б = 1,3; К Т = 1.
Отношение F a 3/ С о = 234/25500 = 0,009;
этой величине соответствует е = 0,26.
Отношение F a 3/ R G = 234/3450 = 0,07 < е; Х = 0,56; Y = 1,71.
Q э = (0,56·3450 + 1,71· 234) ·1,3 = 3032 H.
L h = a 23 (C / Q э ) m (10 6/ 60n 2 ) = 0,8 · (38/3,032) 3 · (10 6/ 60 · 360) = 7,2 · 10 4 ч
Цепь: М112-1-125-2 ГОСТ 588-81. Шаг цепи: t = 125 мм. Окружная сила на звездочке: F t = 4,5 кН. Скорость тяговой цепи: V = 0,4 м/с. Число зубьев звездочки:
D Ц = 21 мм - диаметр элемента зацепления.
Геометрическая характеристика зацепления:
Шаг зубьев звездочки: t Z = t = 125 мм.
в шагах: d t = cosec (180є / z) = cosec (180/7) = 2,3048;
в мм: d д = d t · t = 2,3048 · 125 = 288,1 мм.
D e = t (K + K Z - 0,31/л) = 125 (0,7 + 2,08 - 0,31/5,95) = 341 мм
K Z = ctg (180є / z) = ctg (180є / 7) = 2,08 - коэффициент числа зубьев.
D i = d д - (D Ц + 0,175) = 288,1 - (21 + 0,175) = 264,13 мм.
R = 0,5 (D Ц - 0,05t) = 0,5 · (21 - 0,05 · 125) = 7,38 мм.
Половина угла заострения зуба: г = 13 - 20є; г = 16 є
Угол впадины зуба: в = 2 г + 360є / z = 2 · 16 + 360є / 7 = 86 є
b fmax = 0,9b 3 - 1 = 0,9 · 31 - 1 = 26,9 мм;
b fmin = 0,87b 3 - 1,7 = 0,87 · 31 - 1,7 = 25,27 мм;
b = 0,83 b f = 0,83 · 26,085 = 21,65 мм.
D C = tK Z - 1,3h = 125 · 2,08 - 1,3 · 40 = 208 мм.
Окружная сила на звездочке: F t = 4,5 кН. Центробежная сила на валы и опоры не передается. Нагрузку на них от полезного натяжения и собственной силы тяжести цепи условно принимают равной:
F r = 1,15F t = 1,15 · 4,5 = 5,18 кН.
Расчет приводного вала и расчет подшипников для него.
Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:
Принимаем: выходной диаметр Ш56 мм, под подшипники - Ш60 мм, под тяговую звездочку - Ш65 мм.
Усилие от муфты: F M = 250 = 250 = 7500 H
F t = 4500 H, F r = 5180 H, p = 100 мм, s = 200 мм, t = 200 мм.
R Lx (s + t) - F t s = 0; R Lx = F t s / (s + t) = 4500 · 0,2/0,4 = 2250 H
R Kx = F t - R Lx = 4500 - 2250 = 2250 H
M y = R Kx s = 2250 · 0,2 = 450 H · м
R Ly = F r s / (s + t) = 5180 · 0,2/0,4 = 2590 H
R Ky = F r - R Ly = 5180 - 2590 = 2590 H
M x = R Ky s = 2590 · 0,2 = 518 H · м
F M (s + t + p) - R LF м (s + t) = 0;
R LF м = F M (s + t + p) / (s + t) = 7500 · 0,5/0,4 = 9375 H
R KF м = R LF м - F M = 9375 - 7500 = 1875 H
R L ' = R L + R LF м = 3431 + 9375 = 12806 H
R K ' = R K + R KF м = 3431 + 1875 = 5306 H
Опасное сечение I - I. Концентрация напряжений в сечении I - I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.
Материал вала - сталь 45, НВ = 240, у в = 780 МПа, у т = 540 МПа, ф т = 290 МПа,
у -1 = 360 МПа, ф -1 = 200 МПа, ш ф = 0,09, табл.10.2 [2].
Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.
у а = у u = М LF м / 0,1d 4 3 = 750 · 10 3/ 0,1 · 60 3 = 34,7 МПа
ф а = ф к /2 = М вых / 2 · 0,2d 4 3 = 900 · 10 3/ 0,4 · 60 3 = 10,4 МПа
К у / К dу = 3,8 табл.10.13 [2] ; К ф / К dф = 2,2 табл.10.13 [2] ;
K Fу = K Fф = 1 табл.10.8 [2] ; K V = 1 табл.10.9 [2].
K у Д = (К у / К dу + 1/К Fу - 1) · 1/K V = (3,8 + 1 - 1) · 1 = 3,8
K ф Д = (К ф / К dф + 1/К Fф - 1) · 1/K V = (2,2 + 1 - 1) · 1 = 2,2
у -1Д = у - 1/ K у Д = 360/3,8 = 94,7 МПа
ф -1Д = ф - 1/ K ф Д = 200/2,2 = 91 МПа
S у = у -1Д / у а = 94,7/34,7 = 2,7; S ф = ф - 1Д / ф а = 91/10,4 = 8,4
S = S у S ф / = 2,7 · 8,4/ = 2,6 > [S] = 2,5
Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №212, С = 52 кН, С 0 = 31 кН, dЧDЧB = 60Ч110Ч22
Q L = R L ' K д K T = 12806 · 1,3 · 1 = 16648 H
L h = a 23 (C / Q L ) m (10 6/ 60n вых ) = 0,8 · (52/16,648) 3 · (10 6/ 60 · 27) = 1,5 · 10 4 ч
Так как L h < [t] возьмем роликовые подшипники №2312; С = 151 кН;
L h = 0,7 · (151/16,648) 3,3 · (10 6/ 60 · 27) = 6,2 · 10 4 ч > [t] = 2,5 · 10 4 ч
Смазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием одного из зубчатых колес в масло на полную высоту зуба.
V 1 = 3,1 м/с - V 40° = 27 мм 2 /с, V 2 = 1,15 м/с - V 40° = 33 мм 2 /с
V 3 = 0,45 м/с - V 40° = 35 мм 2 /с, V 40°ср = 31 мм 2 /с
По таблице 11.2 [2] принимаем масло индустриальное И-Г-А-32, у которого
V 40° C = 29-35 мм 2 /с. Подшипники смазываются тем же маслом, что и зацепления за счет разбрызгивания масла и образования масляного тумана.
Проверка прочности шпоночных соединений.
у см = 2М / d (l - b) (h - t 1 ) < [у] см = 120 МПа
Вал электродвигателя Ш28 мм, шпонка 7 Ч 7 Ч 28, t 1 = 4 мм.
у см = 2 · 20 · 10 3/ 28 · (28 - 7) (7 - 4) = 22,6 МПа < [у] см
Промежуточный вал (третий) Ш45 мм, шпонка 14 Ч 9 Ч 40, t 1 = 5,5 мм.
у см = 2 · 250 · 10 3/ 45 · (40 - 14) (9 - 5,5) = 103 МПа < [у] см
Промежуточный вал (второй) Ш35 мм, шпонка 10 Ч 8 Ч 32, t 1 = 5 мм.
у см = 2 · 76 · 10 3/ 35 · (32 - 10) (8 - 5) = 65,8 МПа < [у] см
Ведомый вал Ш56 мм, шпонка 16 Ч 10 Ч 70, t 1 = 6 мм.
у см = 2 · 930 · 10 3/ 56 · (70 - 16) (10 - 6) = 118,3 МПа < [у] см
Ведомый вал Ш65 мм, шпонка 18 Ч 11 Ч 70, t 1 = 7 мм.
у см = 2 · 930 · 10 3/ 65 · (70 - 18) (11 - 7) = 116 МПа < [у] см
Приводной вал Ш65 мм, шпонка 18 Ч 11 Ч 70, t 1 = 7 мм.
у см = 2 · 900 · 10 3/ 65 · (70 - 18) (11 - 7) = 109,2 МПа < [у] см
При проектировании компенсирующе-предохранительной муфты, за основу возьмем упругую втулочно-пальцевую муфту:
[М] = 1000 Н · м, D Ч L = 220 Ч 226.
Наличие упругих втулок позволяет скомпенсировать неточность расположения в пространстве ведомого вала и приводного вала. Доработаем данную муфту, заменив ее крепление на приводном валу со шпонки на штифт. Штифт рассчитаем таким образом, чтобы при превышении максимально допустимого передаваемого момента его срезало. Таким образом, штифт будет служить для ограничения передаваемого момента и предохранения частей механизма от поломок при перегрузках, превышающих расчетные. [2]
Наибольший номинальный вращающий момент, передаваемый муфтой: М ном = 930 Н · м
Расчетный вращающий момент М срабатывания муфты:
М = 1,25М ном = 1,25 · 930 = 1162,5 Н · м
Радиус расположения поверхности среза: R = 28 мм
Материал предохранительного штифта:
Сталь 30 ГОСТ 1050-88, у в = 490 МПа
Коэффициент пропорциональности между пределами прочности на срез и на разрыв: К = 0,68
Расчетный предел прочности на срез штифта:
ф ср = К · у в = 0,68 · 490 = 333,2 МПа
Предельный вращающий момент (проверочный расчет):
М = рd 2 r ф ср /4 = 3,14 · 0,0045 2 · 0,028 · 333,2 · 10 6/ 4 = 1162,5 Н · м
1. С.А. Чернавский и др. - Курсовое проектирование деталей машин,
2. Москва, "Машиностроение", 1988 г.
3. П.Ф. Дунаев, С.П. Леликов - Конструирование узлов и деталей машин,
5. М.Н. Иванов - Детали машин, Москва, "Высшая школа", 1998 г.
6. А.Е. Шейнблит - Курсовое проектирование деталей машин,
7. Калининград, "Янтарный сказ", 2002 г.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода цепного транспортера конически-цилиндрического редуктора. Расчет тихоходной ступени; предварительный расчет валов. Конструктивные размеры шестерен и колес корпуса; проверка прочности, компоновка. курсовая работа [4,4 M], добавлен 16.05.2013
Кинематический, силовой и проектный расчет привода цепного транспортера; тихоходной и быстроходной ступеней редуктора, валов, цепной передачи, шпонок, муфты. Подбор подшипников качения. Выбор условий смазки. Описание конструкции сварной рамы привода. курсовая работа [939,6 K], добавлен 29.07.2010
Кинематический и силовой расчет, выбор передаточных чисел ступеней привода скребкового транспортера. Выбор материалов зубчатых колес и расчет допускаемых напряжений. Расчет валов и зубчатых колес, конструктивные размеры колес и корпуса редуктора. курсовая работа [1,4 M], добавлен 14.12.2011
Описание назначения и устройства проектируемого привода цепного сборочного конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение допускаемых напряжений. Проектный расчет валов, подбор подшипников. Расчет тихоходного и промежуточного вала. курсовая работа [1,4 M], добавлен 09.08.2010
Кинематический расчет привода. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений. Расчет первой и второй ступени редуктора. Подбор и расчет валов и подшипников. Проверка прочности шпоночных соединений. Выбор муфты и сборка редуктора. курсовая работа [711,5 K], добавлен 29.07.2010
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода ленточного транспортера. Построение схемы нагружения зубчатых колес. Определение запаса прочности валов. Подбор подшипников качения, муфты. Смазка зубчатого зацепления. Порядок сборки редуктора. курсовая работа [222,7 K], добавлен 11.01.2012
Проектирование привода скребкового транспортёра, состоящего из электродвигателя, цепной передачи, муфты, транспортера и червячного редуктора. Определение частот вращения и крутящих моментов на валах. Выбор материала и определение допускаемых напряжений. курсовая работа [708,3 K], добавлен 18.03.2014
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. Рекомендуем скачать работу .

© 2000 — 2021



Проектирование привода цепного транспортера курсовая работа. Производство и технологии.
Курсовая Работа На Тему Спеціальні Органи Здійснення Контролю В Сфері Охорони Тваринного Миру
Контрольная работа по теме Модели оптимального размещения файлов в вычислительной сети
Реферат: Пьянство и алкоголизм, их взаимосвязь с преступностью
Сочинение Алтайские Богатыри
Отчет По Практике На Тему Учебно-Ознакомительная Практика По Психологии
Аттестационная Работа По Технологии
Реферат: Методические рекомендации На наш взгляд индивидуальность любому учебному курсу придает не содержание излагаемого материала, а методическая организация лекций и семинарских занятий.
Патофизиология мочеобразования и мочевыделения
Курсовая работа: Проблема нравственного идеала в творчестве Диккенса. Скачать бесплатно и без регистрации
Плоды Черемухи Реферат
Реферат по теме Литература эпохи войн и революций
Реферат: Теория и методика телевизионной журналистики
Реферат по теме Методы консультационной деятельности
Дипломная работа: Санація і реструктуризація як основа заходів оздоровлення стану дніпропетровського обласного комунального підприємства "Облпаливо"
Контрольная Работа На Тему Эконометрическое Моделирование
Реферат: Business Plan Essay Research Paper Nicholas BelcherBusiness
Реферат: Модели политических систем
Сколько Учеников Писали Контрольную Работу
Курсовая работа: Проблемы развития лизинга в России. Скачать бесплатно и без регистрации
Реферат: Оренбургскоe и Яицкое казачества. Скачать бесплатно и без регистрации
Женская преступность - Государство и право презентация
Правовое регулирование времени отдыха по трудовому законодательству - Государство и право дипломная работа
Контроль та ревізія оплати праці в бюджетних установах - Бухгалтерский учет и аудит дипломная работа