Проектирование привода к шаровой мельнице. Курсовая работа (т). Другое.
👉🏻👉🏻👉🏻 ВСЯ ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻
Вы можете узнать стоимость помощи в написании студенческой работы.
Помощь в написании работы, которую точно примут!
Похожие работы на - Проектирование привода к шаровой мельнице
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Скачать Скачать документ
Информация о работе Информация о работе
Нужна качественная работа без плагиата?
Не нашел материал для своей работы?
Поможем написать качественную работу Без плагиата!
Спроектировать привод к шаровой мельнице по следующим исходным данным:
мощность на рабочем валу……………… Nр.в.=6.2 кВт,
частота вращения рабочего вала……..nр.в.=28 об/мин
Привод - устройство для приведения в действие машин от двигателя через
передаточные механизмы. Соединение вала машины с валом электродвигателя
возможно лишь в редких случаях. В основном для привода машины необходима
установка понижающей или передачи. Оптимальный тип передачи определяют с учетом
ряда факторов: эксплуатационных условий, характеристик нагрузки, срока службы,
техники безопасности, удобства расположения, обслуживания, стоимости привода.
Наибольшее распространение в промышленности получили трехфазные
асинхронные двигатели серии 4А ГОСТ 19523 - 81. Двигатели выпускаются с
синхронной частотой 3000, 1500, 1000 и 750 об/мин.
Передаточное число привода (без учета скольжения):
Электродвигатели с низким числом оборотов имеют большие размеры и
соответственно большую стоимость. Двигатели с большой частотой вращения (3000
об/мин) имеют меньший рабочий ресурс по сравнению с низкооборотными
двигателями.
В машинах барабанного класса, в основном, вращение от электродвигателя
передается к барабану через редуктор и открытую передачу. Открытая передача
может быть фрикционной, цепной и зубчатой.
Наиболее простая в изготовлении фрикционная передача, но она в
эксплуатации не надежна: имеет место проскальзывание. В нашем случае наиболее
целесообразно использование открытой зубчатой передачи, так как в этом случае
ведомое зубчатое колесо можно сделать бандажным и закрепит непосредственно на
цилиндрической поверхности барабана. Передаточное число открытой передачи лежит
в пределах 3÷6,3, принимаем для открытой передачи uоп = 6, тогда для редуктора
Для одноступенчатого редуктора оптимальное значение передаточного числа
2,5÷4,5,
поэтому необходимо
использовать двухступенчатый редуктор. Окончательно выбираем вариант 2 с
цилиндрическим 2х ступенчатым редуктором с передаточным числом 8.
Рис. 1 - Кинематическая схема привода
1. Кинематический расчёт привода и выбор
электродвигателя
.1 Определим общее передаточное число привода,
об/мин
где - синхронная частота вращения вала электродвигателя, об/мин:
nр.в -
частота вращения рабочего вала мешалки, об/мин
Определим передаточное отношение привода
где ηззп = 0,97 - КПД зубчатой закрытой передачи [1, стр.43, табл.3.6],
ηзоп = 0,95 - КПД зубчатой открытой
передачи [1, стр.43,
табл.3.6],
ηпп = 0,995 - КПД пары подшипников [1, стр.43, табл.3.6],
1.3 Определим расчётную мощность
электродвигателя, КВт
где Nр.в = 6.2кВт - мощность на рабочем
валу мельницы
Выбираем трёхфазный асинхронный короткозамкнутый электродвигатель
мощность
N- 7,5 кВт синхронная частота об/мин
Двигатель
работает с недогрузкой равной 5.6 %, которая меньше допускаемой составляющей
15%, следовательно, двигатель выбран правильно.
1.5 Определим асинхронную частоту вращения вала
электродвигателя, об/мин
.6 Уточним общее передаточное число привода
Принимаем
передаточное отношение цилиндрической зубчатой передачи , ГОСТ
9563-60
Уточняем передаточное число открытой передачи
1.7 Определим моменты на валах, Н×м
.8 Определим скорости валов, об/мин
Силовые и кинематические параметры привода. Таблица 1.1
Расчётная мощность электродвигателя, КВт
Уточненное передаточное число привода
2. Расчет закрытой цилиндрической
зубчатой передачи
подшипник
вал редуктор цилиндрический
2.1 Выбираем материал для
изготовления шестерни и колеса (1,стр10)
Шестерня: сталь 45X, термообработка улучшение НВ280
Колесо: сталь 45X, термообработка улучшение НВ260
Так как твёрдость поверхности зубьев колеса меньше, чем
твёрдость поверхности зубьев шестерни, поэтому расчёт по контактным
напряжениям производим для зубчатого колеса.
2.2 Определим допускаемое
контактное напряжение, Мпа (1,стр88)
-предел
контактной выносливости поверхностей зубьев при базовом числе циклов
напряжений, МПа:
sН02 = 2НВ2+70 = 2 × 260+70 = 590 МПа [1, стр.88, табл.6.1 ]
KHL =
1 - коэффициент долговечности [1, стр.89],
SH =
1,1 - коэффициент безопасности [1, стр.89].
2.3 Определим межосевое расстояние,
мм (1,стр92)
Так
как линейная скорость на быстроходном валу больше 3-4 м/с, то принимаем для
первой ступени косозубую передачу
где Ка = 430 - для косозубых передач [ 1, стр.92 ] ,
КНb=1,05
-коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца [ 1, стр.93, табл.6.4 ]
ybа = 0,315 -коэффициент ширины венца зубчатого колеса
относительно межосевого расстояния по ГОСТ2186-66 [ 1, стр.92, табл.6.3 ] ,
- коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно
диаметра:
Принимаем по ГОСТ 2185-66 [1 с. 36] a = 100 мм
= (0,01 ¸ 0,02)×100 = 1,00¸ 2,0 мм
2.5 Определим суммарное число
зубьев
.6 Определим число зубьев шестерни и колеса
.7 Уточним межосевое расстояние, мм
Действительное
значение угла наклона:
cosb = z* m/2 a =
98× 2/2×100 = 0,980 ® b =11 ° 48`.
=
(22+76)× 0.5*2/(cos 11°48)` = 100 мм.
2.8 Определим расчётные контактные
напряжения, МПа
-
коэффициент формы суммарной длины контактных линий,
Ze - коэффициент
суммарной длины контактных линий,
КН a = 1,09 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между
зубьями [ 1, стр.97, табл.6.6]
КН b = 1,08 - коэффициент распределения нагрузки по ширине венца [1,
стр.93, табл.6,4]
КН v=1,0
- коэффициент динамической нагрузки [1, стр.98, табл.6.7 ]
- коэффициент суммарной длины контактных линий
- коэффициент торцового перекрытия:
-
окружная скорость передачи, м/с
Величина расчётного контактного напряжения должна быть в
пределах:
- условие расчёта по контактным напряжениям выполняется
2.9 Определим допускаемое
напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса, МПа
- предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий
базовому числу циклов напряжений, МПа:
-
коэффициент долговечности [1, стр.90 ],
- коэффициент
влияния двухстороннего приложения нагрузки [1, стр.90 ],
-
коэффициент нестабильности свойств материала зубчатого колеса и
ответственности зубчатой передачи [1, стр.90 ],
-
коэффициент способа получения заготовки зубчатого колеса:
YS = 1,035 -
коэффициент градиента напряжений и чувствительности материала к концентрации
напряжений [ 1, стр.91, табл.6.2]
[ s ]F 1 = 504×1 × 0,7×1,035/1,75 = 209 МПа
[ s ]F 2 = 468×1 × 0,7×1,035/1,75 = 194 МПа
2.10 Определим расчётное напряжение
изгиба зубьев шестерни и колеса, МПа
так как отношение [s]F1/ YF 1 < [s ]F2/YF2,
то дальнейший расчет ведем по зубьям шестерни.
Yb = 1 - b/140
= 1 - 11°48`/140
= 0,918
- коэффициент распределения нагрузки между зубьями:
KFb = 1,15- коэффициент неравномерности распределения нагрузки
по ширине венца [1,
стр.99, табл.6.9],
KFv =
1,3- коэффициент динамической нагрузки [1, стр.99, табл.6.10],
2.11 Определим силы, действующие в зацеплении
(1стр,95)
Fr = Ft* tga = 2.058*tg 20° =0.74 кН
Fr = Ft* tga = 2.043*tg 20° =0.73 кН
Fa1 = Fttgb
= 2.058tg11° 48` = 0.4= Fttgb = 2.043tg11°48`
= 0.4
2.12 Определим геометрические параметры (1стр,95)
d1 = mz 1/cosb = 2× 22/cos11°48` = 44,90 мм,
d2 =
76×2/ cos 11° 48` = 155,10 мм;
da1 =
d 1+2m = 44,90+2×2 = 48,90 мм,
df1 =
d 1- 2,5m = 44,90 - 2,5×2 = 39,90 мм,
2.13 Выбираем материал для
изготовления шестерни и колеса (1,стр10)
Шестерня: сталь 45X, термообработка улучшение НВ280
Колесо: сталь 45X, термообработка улучшение НВ260
Так как твёрдость поверхности зубьев колеса меньше, чем
твёрдость поверхности зубьев шестерни, поэтому расчёт по контактным
напряжениям производим для зубчатого колеса.
2.14 Определим допускаемое
контактное напряжение, МПа
-предел
контактной выносливости поверхностей зубьев при базовом числе циклов
напряжений, МПа:
sН02 = 2НВ2+70 = 2 × 260+70 = 590 МПа [1, стр.88, табл.6.1 ]
KHL =
1 - коэффициент долговечности [1, стр.89],
SH =
1,1 - коэффициент безопасности [1, стр.89].
2.15 Определим межосевое
расстояние, мм
Ка = 430 - для косозубых передач [ 1, стр.92 ] ,
КНb=1,05
-коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца [ 1, стр.93, табл.6.4 ]
ybа = 0,315 -коэффициент ширины венца зубчатого колеса
относительно межосевого расстояния по ГОСТ2186-66 [ 1, стр.92, табл.6.3 ] ,
- коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно
диаметра:
Принимаем а=160 мм по ГОСТ 21185-66 [1, стр.94]
= (0,01 ¸ 0,02)×160 = 1,60¸ 3,2 мм
Принимаем
по ГОСТ 9563-60 [1, стр.93 ]
2.17 Определим суммарное число
зубьев
2.18.Определим число зубьев шестерни и колеса
2.19 Уточним межосевое расстояние, мм
Принимаем а=160 по ГОСТ 21185-66 [1, стр.94]
2.20 Определим расчётные контактные
напряжения, МПа
-
коэффициент формы сопряженных поверхностей зуба:
-
коэффициент торцового перекрытия:
-
коэффициент суммарной длины контактных линий
КН a = 1,0 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
для прямозубой передачи [ 1, стр.97, табл.6.6]
- ширина
венца зубчатого колеса, мм:
КН v=1,05-
коэффициент динамической нагрузки, возникающей в зацеплении [1, стр.98, табл.6.7]
Величина расчётного контактного напряжения должна быть в
пределах:
условие расчёта по контактным напряжениям выполняется
2.21 Определим допускаемое
напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса, МПа
- предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий
базовому числу циклов напряжений, МПа:
-
коэффициент долговечности [1, стр.90 ],
-
коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки [1, стр.90] ,
-
коэффициент нестабильности свойств материала зубчатого колеса и
ответственности зубчатой передачи [1, стр.90 ],
-
коэффициент способа получения заготовки зубчатого колеса:
YS = 1,035 -
коэффициент градиента напряжений и чувствительности материала к концентрации
напряжений [ 1, стр.91, табл.6.2]
[ s ]F 1 = 504×1 × 0,7×1,035/1,75 = 209 МПа
[ s ]F 2 = 468×1 × 0,7×1,035/1,75 = 194 МПа
2.22 Определим расчётное напряжение
изгиба зубьев шестерни и колеса, МПа
так
как отношение [s]F2/ YF2
< [s ]F 1/YF 1, то дальнейший расчет ведем по зубьям колеса
-
коэффициент распределения нагрузки между зубьями:
KFb = 1,15-
коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца [1, стр.99, табл.6.9],
KFv = 1,25-
коэффициент динамической нагрузки [1, стр.99,
табл.6.10] ,
-
условие расчёта по изгибным напряжения выполняется
2.23 Определим силы, действующие в зацеплении
(1стр,95)
Fr = Ft* tga = 3.77*tg 20° =1.35 кН
Fr = Ft* tga = 3.65*tg 20° =1.34 кН
2.24 Определим геометрические параметры
3. Расчет и проектирование зубчатой
цилиндрической передачи открытого типа
.1 Выбираем материал для
изготовления шестерни и колеса (1,стр100)
Шестерня: сталь 45X, термообработка улучшение НВ280
Колесо: сталь 45X, термообработка улучшение НВ260
.2 Определяем число зубьев передачи
3.3 Вычисляем допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса
- предел
выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов
напряжений, МПа:
-
коэффициент долговечности [1, стр.90 ],
-
коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки [1, стр.90] ,
-
коэффициент нестабильности свойств материала зубчатого колеса и
ответственности зубчатой передачи [1, стр.90 ],
-
коэффициент способа получения заготовки зубчатого колеса:
YS = 1,035 -
коэффициент градиента напряжений и чувствительности материала к концентрации
напряжений [ 1, стр.91, табл.6.2]
[ s ]F 1 = 504×1 × 0,7×1,035/1,75 = 209 МПа
[ s ]F 2 = 468×1 × 0,7×1,035/1,75 = 194 МПа
Для колеса данное отношение меньше [σ ]F5/ YF5
>[σ]F6/ YF 6, поэтому дальнейший расчет
производим по колесу Z6.
3.4 Вычисляем модуль передачи,
исходя из условия допускаемого изгибного напряжения
где
Km = 1,4 для прямозубой передачи:
KFβ =1,145 - коэффициент неравномерности распределения
нагрузки по ширине зубчатого венца при несимметричной установке колеса
относительно опор;
ψbd - коэффициент ширины зубчатого венца;
где
ψb а - стандартный коэффициент зубчатого венца по ГОСТ
2185-66 принимаем ψbа =
0,2, тогда
Учитывая повышенный износ зубьев открытой передачи,
увеличиваем модуль в полтора - два раза и принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 4
P 5 = 2M 3/d 5 = 2∙431,6∙103/120 = 7194 H
3.6
Определяем геометрические параметры зубчатых колёс
3.7 Проводим проверочный расчёт на выносливость по
напряжениям изгиба
-
коэффициент распределения нагрузки между зубьями:
KFb = 1,15-
коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца [1, стр.99, табл.6.9],
KFv = 1,25-
коэффициент динамической нагрузки [1, стр.99,
табл.6.10] ,
Так как расчетные напряжения σF 6 < [σ ]F6 = 194 МПа, то можно утверждать, что данная передача
выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных
условиях.
Рассчитанные геометрические размеры сводим в таблицу 3.1
[ t к] = 10 МПа - допускаемое напряжение на кручение [1 c.107],
Чтобы
ведущий вал редуктора можно было соединить с помощью
стандартной
муфты с валом электродвигателя диаметром dдв = 38 мм,
принимаем диаметр выходного конца dв1 = 30 мм;
диаметр
под уплотнением d у1 = 35 мм;
диаметр
под подшипником d п1 = 40 мм.
Рис - Конструкция быстроходного вала
[ t к] = 15 МПа - допускаемое напряжение на кручение [1 c.107],
принимаем
диаметр под подшипником d п2 = 40 мм;
dст = (1,5…1,7) d = (1,5…1,7)45
= 68…77 мм
lст = (0,8…1,5) d =
(0,8…1,5)45 = 36…68 мм
принимаем
l ст = 60 мм (с последующей проверкой шпонок на смятие)
толщина
обода d = 4m = 4·2,0 = 8 мм
толщина
диска С = 0,3b = 0,3·32 = 10 мм
[ t к] = 20 МПа - допускаемое напряжение на кручение [1 c.107],
принимаем
диаметр выходного конца d в3 = 50 мм;
диаметр
под уплотнением d у3 = 55 мм;
диаметр
под подшипником d п2 = 60 мм.
диаметр
ступицы d ст = (1,6…1,7)d = (1,5…1,7)65
= 98…110 мм
длина
ступицы l ст = (0,8…1,5)d = (0,8…1,5)65
= 52…98 мм
толщина
обода d = 4m = 4·2,0 = 80 мм
толщина
диска С = 0,3b = 0,3·50 = 15 мм
Предварительно назначаем подшипники:
радиальные шарикоподшипники легкой серии №208 для
быстроходного и
№=208; d=40мм;
D =90мм; B=23мм;C=32,0
кН; C 0=17,8 кН.
№=212; d=60мм;
D =130мм; B=31мм;C=52,0
кН; C 0=31,0 кН.
.2 Схема нагружения быстроходного
вала
Fм =
100М10,5 = 100·46,20,5 = 680 Н
Рис. - Расчетная схема быстроходного вала
Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор
относительно опоры А
Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ
BX =
[2058·60 + 680·100]/195 = 982 H
= Р1 - BX - F М = 2058 - 982 - 680 = 396 H
Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор
относительно опоры А
Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости YOZ
BY =
(755·60+ 412·44,90/2)/195 = 280 H
А = (АХ 2 + АY2)0,5 = (3962 + 4752)0,5 = 618 H=
(BХ 2 + BY2)0,5 = (9822 +
2802)0,5 =1021 H
где Х = 1 - коэффициент радиальной нагрузки при отсутствии
осевой нагрузки;
V = 1
- вращается внутреннее кольцо;
Kб =
1,2 - коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными толчками [1 c 108];
КТ = 1 - температурный коэффициент.
Отношение Fa/ C 0 = 412/17,8·103 = 0,023 ® e = 0,20
Проверяем наиболее нагруженный подшипник В
Отношение Fa/А=
412/1012 =0,40 > e :
следовательно Х= 0,56; Y =
2,2
Р = (0,56·1·1012+2,2·412)1,2·1 = 1767 Н
5.4 Расчетная долговечность
подшипника
где р = 3 - для шариковых подшипников
Lh =
(106/60·1456)(32000/1767)3 = 67987 час
больше ресурса работы редуктора L = 24000 часов
Рис. - Расчетная схема среднего вала
Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор
относительно опоры С
Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ
DX =
[60·2058 + 120×3774]/195 = 2956 H
CX = P 1 + P2 - DX =
2058 + 3774 - 2956 = 2876 H
Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор
относительно опоры C
åmC = 120Fr2 - 60Fr1 - 195DY + Fad2/2
= 0
Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости YOZ
DY =
[120·1374 - 60×755 + 412·155,10/2)/195 = 777 H
= Fr1 +
DY - Fr2 = 755 +777 - 1374 = 158 H
Проверяем наиболее нагруженный подшипник D
Отношение Fa/ C 0 = 412/17,8·103 = 0,023 ® e = 0,21
Отношение Fa/ D = 412/3056= 0,14 < e : следовательно Х = 1,0; Y = 0
5.7 Расчетная долговечность
подшипника
= (106/60·410)(32000/3668)3 = 26991 час
больше ресурса работы редуктора L = 24000 часов
5.8 Схема нагружения тихоходного
вала
Fм =
125М30,5 = 125·431,60,5 = 2596 Н
Рис. - Расчетная схема тихоходного вала
Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор
относительно опоры Е
Отсюда находим реакцию опоры Е в плоскости XOZ
FX =
(2596·295 - 3774·120)/195 =1605 H
= Fx +
Р2 - FM = 1605 + 3774 - 2596 = 2783 H
Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор
относительно опоры E
Отсюда находим реакцию опоры F и Е в плоскости YOZ
5.10 Расчетная долговечность
подшипника
= (106/60·146)(52000/3400)3 = 40838 час
больше ресурса работы редуктора L = 24000 часов
6. Выбор и проверка шпоночных
соединений
Для соединения валов с деталями выбираем шпонки
призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности
Шпонка
на выходном конце вала 8´ 7´40 мм:
σсм = 2·46,2·103/30(7-4,0)(40-8) = 32,0 МПа.
σсм = 2·178,5·103/45(9-5,5)(63-14) = 46,3 МПа.
σсм = 2·431,6·103/65(11- 7)(80-18) = 53,5 МПа.
Шпонка
на выходном конце тихоходного вала 14´9 ´ 70 мм:
σсм = 2·431,5·103/50(9-5,5)(70-14) = 88,0 МПа.
Опасное сечение С-С проходит через опору А. Суммарный
изгибающий момент в этом сечении:
Мпр = (Миз2 + M12)0,5
= (68,02 + 46,22)0,5 = 82,2 Н×м.
где
[s ]-1 = 50 МПа - допускаемое напряжение.
d = (82,2 × 103/0,1×50)1/3 = 25
мм.
Полученное
значении меньше ранее принятой величины 40 мм, следовательно, нормальная
работа вала обеспечена.
Жесткость
вала по углу закручивания:
φ 0 = Мкр/(GJp) < [φ 0] =
0,25÷1,5º
Jp = πd 4/32 - полярный момент инерции.
φ 0 = 46,2∙103/(8∙104∙2,5∙105)
= 2,3∙10-6º
Условие
φ 0 < [φ0] = 0,25÷1,5º выполняется
Для обеспечения статической прочности и выносливости
спроектированного вала необходимо вычислить критерий необходимости
статического расчета Кс
Кс = σтdmin3/(2 LP Сум + 8(Far + Мкр))
где σт = 590 МПа - предел текучести;
L -
наибольшее расстояние между точками приложения поперечных сил;
Р - сумма абсолютных величин, действующих на вал активных
сил или реакций опор;
r -
наибольшее плечо приложения осевых сил.
Кс = 590·39,93/(2·195·2813+8(412·22,5+ 46,2·103) = 24,3
Отношение σ т/σ в = 590/830 = 0,71 → n Тmin = 1,5
При выполнении условий Кс > nТmin и Кс > Кв
статическая прочность и выносливость вала обеспечена
Опасное сечение проходит под шестерней тихоходной передачи.
Миз = [221,72+ 58,32]0,5 = 229,2 Н × м.
Мпр = (Миз2 + M22)0,5
= (229,22 + 158,52)0,5 = 278,7 Н×м.
Полученное значении меньше ранее принятой величины 45 мм,
следовательно, нормальная работа вала обеспечена.
Жесткость вала по углу закручивания:
φ 0
= 158,5∙103/(8∙104∙4,0∙105) = 4,9∙10-6º
Условие φ 0 < [φ 0]
= 0,25÷1,5º выполняется
где l = a +b - расстояние между опорами,
Е = 2,1∙105 МПа - модуль упругости,
F = ( P 2+Fr2)0,5 - максимальная изгибающая сила,
Jx = πd 4/64 - осевой момент инерции
[f]
= (0,01÷0,03)m = (0,01÷0,03)2 =
0,02÷0,06 мм
f =
4016·752∙1202/(3∙2,1∙105∙2,0∙105∙195) =
0,016 мм < [f]
Расчет критерия необходимости статического расчета Кс
Кс = 590·453/(2·195·5936+8(412·77,5+158,5·103) = 14,0
Отношение σ т/σ в = 590/830 = 0,71 → n Тmin = 1,5
При выполнении условий Кс > nТmin и Кс > Кв
статическая прочность и выносливость вала обеспечена
Опасное сечение проходит под колесом.
Миз = (333,92+ 63,42)0,5 = 340 Н × м.
Мпр = (Миз2 + M22)0,5
= (3402 + 431,62)0,5 = 549 Н×м.
Полученное значении меньше ранее принятой величины 65 мм,
следовательно, нормальная работа вала обеспечена.
Жесткость вала по углу закручивания:
φ 0
= 431,6∙103/(8∙104∙17,5∙105) = 3,1∙10 -6º
Условие φ 0 < [φ 0]
= 0,25÷1,5º выполняется
[f]
= (0,01÷0,03)m = (0,01÷0,03)2 =
0,02÷0,06 мм
f =
4016∙752∙1202/(3∙2,1∙105∙8,8∙105∙195)
= 0,0043 мм < [f]
Расчет критерия необходимости статического расчета Кс
Кс = 590·653/(2·195·5148 +8∙431,6·103) = 29,7
Отношение σ т/σ в = 440/740 = 0,59 → n Тmin = 1,3
При выполнении условий Кс > nТmin и Кс > Кв
статическая прочность и выносливость вала обеспечена
Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания
колеса в масляную ванну. Объем масляной ванны:
= (0,5¸0,8)N =
(0,5¸ 0,8)7,1 » 4 л.
При окружной скорости v = 3,4 м/с рекомендуемый сорт масла - индустриальное
И-Г-А-46 [2c 241].
Смазка подшипниковых узлов пластичная - смазочным материалом
УТ-1.
.1Толщина стенки корпуса и крышки
корпуса
d = 1,12Т20,25 = 1,12×431,60,25 = 5,1 мм,
При межосевом расстоянии 160 мм диаметр фундаментных болтов
М20, диаметр болтов у подшипников М16 [1c. 219].
10. Обоснование и выбор
соединительных муфт
В приводе предусмотрены две муфты. Одна соединяет вал
электродвигателя с быстроходным валом редуктора, другая соединяет тихоходный
вал редуктора с валом шестерни открытой передачи.
Определим эквивалентный крутящий момент на валу 1
где Кр - коэффициент режима работы.
К1 = 0,25 - коэффициент, учитывающий тип двигателя;
К2 = 1,2 - коэффициент учитывающий тип рабочей машины.
эквивалентный крутящий момент на валу 3
Так как при монтаже на раме электродвигателя, редуктора,
подшипниковых узлов могут произойти некоторые неточности, то устанавливаем
стандартные компенсирующие муфты.
Для вала 1 выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ
21424 с допускаемым вращающим моментом [M] = 250 Нм с внутренним диаметром полумуфт 32 ÷38
мм.
Для вала 3 выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ
21424 с допускаемым вращающим моментом [M] = 710 Нм с внутренним диаметром полумуфт 45 ÷56
мм.
11. Проектирование вала под
шестерню открытой передачи
Определим диаметр выходного конца вала.
где [ j0] = 0,5° на 1 м длины вала - допускаемый угол закручивания.
d 1 = 16,4(6,56·103/146×0,5)0,25
= 50 мм
диаметр выходного конца dвв
= 50 мм;
диаметр под подшипником dп =
60 мм.
Вал закрепляется в отдельных
подшипниковых корпусах, которые устанавливаются на раме привода. При монтаже
корпусов может иметь место неточность установки и как, следствие, перекос,
поэтому принимаем самоустанавливающиеся сферические двухрядные подшипники ГОСТ
5720-75. Выбираем подшипник №1212:
Грузоподъемность:
динамическая С= 30,2 кН; статическая С0=15,5 кН.
Подшипники устанавливаются в
разъемных корпусах для радиальных подшипников, ширина корпуса Вк = 80 мм.
где Х - коэффициент радиальной
нагрузки;
V = 1 - вращается внутреннее кольцо;
K б = 1,1 - коэффициент безопасности
КТ = 1 - температурный
коэффициент.
Так как осевая нагрузка Fa =
0, то Х = 1 и Y = 0
Для шарикового радиального
сферического подшипника
Определяем радиальную
нагрузку на подшипник. Результирующее усилие в зубчатом зацеплении
F общ = (71942 + 26182)0,5 = 7656 H
Т.к. подшипники
конструктивно установлены от шестерни на равных расстояниях, то
Определяем долговечность
подшипника
Lh = (106/60·146)(30200/4593)3 = 32450 час
больше ресурса работы
редуктора Трес = 20000 час
Мх = 110P3/2
= 110·7194/2 = 396 Н·м
МY = 110 Fr 3/2 = 110·2618/2 = 144 Н·м
Проектируем раму, сваренную из элементов проката.
Базисный швеллер № 12 ГОСТ 8240 - 80 будет представлять
основную коробку рамы. Для удобства постановки болтов, швеллеры располагают
полками наружу. На внутреннюю поверхность наваривают косые накладки, которые
выравнивают опорную поверхность под головками болтов.
Опорные поверхности - платики, на которые устанавливают
редуктор и электродвигатель, создаются привариванием узких полосок стали
высотой 5 - 6 мм.
Так как рама при сварке коробится, то все опорные
поверхности на которые устанавливаются механизмы привода, обрабатываются после
сварки.
Закрепление на раме электродвигателя производим болтами М16
ГОСТ 7798-70 с соответствующими шайбами ГОСТ 6402-70 и гайками ГОСТ 5915-70,
редуктора болтами М24.
Предусматриваем на раме закрепление кожуха в месте установки
муфты с целью их ограждения.
Вся сварная рама закрепляется на производственной площадке
фундаментными болтами М24.
1. Киселев
Б.Р., Проектирование приводов машин химического производства: Учебное
пособие./ Иван. гос. хим.-технол. ун-т. Иваново, 2007.
. Киселев Б.Р.,
Курсовое проектирование по механике: Учебное пособие./ Иван. гос. хим.-технол.
ун-т. Иваново, 2003.
. Шейнблит
А.Е., Курсовое проектирование деталей машин. М,: Высш. шк., 1991.
. Анурьев
В.И., Справочник конструктора машиностроителя. В 3-х т. М.: Машиностроение,
1979.
Похожие работы на - Проектирование привода к шаровой мельнице Курсовая работа (т). Другое.
Test 2 Spotlight 11 Контрольная Работа
Реферат: Эффективная технология работы с растущими потоками несистематизированной текстовой информации
Реферат: История дизайна в России
Реферат по теме Расцвет и кризис афинской демократии
Курсовая работа: Банки и их роль в современной экономике 2
Учебное пособие: Методические указания по выполнению курсового проекта для студентов зооинженерного факультета Гродно, 2004
Понятие Брака Реферат
Курсовая Работа На Тему Технологія Виробництва Маринованих Огірків
Распад Ссср Формирование Ближнего Зарубежья Реферат
Курсовые Работы По Клинической Психологии
Реферат: Рейдерство в России на примере рейдерского захвата «Мега Палас Отеля» в г. Южно-Сахалинск
Доклад: Обжалование действий и решений органов исполнительной власти и их должностных лиц
Реферат по теме Методы по активизации инвестиционной деятельности
Контрольную Работу Писали 25
Реферат по теме Курение с точки зрения физики
Практическое задание по теме Коробки отбора мощности автомобилей
Реферат: Oedipus The Mysteries Of Fate Essay Research
Реферат по теме Уклонение от уплаты налогов с организаций
Реферат по теме Советский район Ханты-Мансийского автономного округа - Югры
Реферат: Teach Your Children Well Essay Research Paper
Похожие работы на - Комплексне удосконалення раціональної організації перевезень щебню (на прикладі ТОВ 'Бридж Плюс')
Доклад: Анекдот
Реферат: Compromise Of 1850 Essay Research Paper December