Работа приводной станции междуэтажного ленточного конвейера

Энергетический и кинематический расчет привода станции ленточного конвейера, выбор электродвигателя. Определение общего передаточного числа и мощности на валах. Расчет цепной передачи, шпоночных соединений и подшипников. Выбор способа смазки передач.

Рубрика Производство и технологии
Вид контрольная работа
Язык русский
Дата добавления 11.12.2014
Размер файла 71,0 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Спроектированная приводная станция предназначена для привода междуэтажного ленточного конвейера.

Приводная станция состоит из следующих основных элементов:

-электродвигатель АИР 100L4 ТУ 16-525564-84, исполнение IM 1081 с мощностью РЭ=4 кВт и частотой вращения nэ=1410 мин-1;

-редуктор червячный одноступенчатый;

Редуктор и двигатель устанавливается на сварную раму.

подшипник привод конвейер электродвигатель

1. Энергетический и кинематический расчёт привода

1.1 Выбор электродвигателя

Определение потребляемой мощности привода

Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле [1,c.92]:

(1.1)

где Рэ - потребляемая мощность электродвигателя, кВт;

Рвых - потребляемая мощность привода, Рвых=2.8 кВт;

уоб - общий КПД привода, определяемый как произведение КПД отдельных передач и муфт.

, (1.2)

где зм=0,98 - к.п.д. соединительной муфты;

зч.п=0,8 - к.п.д. червячной передачи (предварительно);

зцеп.п=0,94 - к.п.д. цепной передачи;

зоп=0,99 - к.п.д. опор.

Тогда

Требуемая мощность электродвигателя

Рэ =2,8/0,72=3,9 кВт.

Определение предполагаемой частоты вращения вала электродвигателя

(1.3)

где u1,2- рекомендуемое значение передаточных чисел передач привода;

nв - частота вращения приводного вала, nв=30 мин.-1;

э - предполагаемая частота вращения вала электродвигателя, мин-1.

Предполагаемая частота вращения вала электродвигателя

nэ = 30·20•2,35= 1410 мин.-1

По найденным значениям Рэ и nэ выбираем электродвигатель: электродвигатель АИР 100L4 ТУ 16-525564-84, исполнение IM1081, Pэ = 4 кВт, nэ = 1410 мин-1.

1.2 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням

После выбора электродвигателя определяем общее передаточное число привода [1,c.109]:

uобщ= nэ/ nв (1.4)

где nэ - номинальная частота вращения вала выбранного электродвигателя, мин.-1

uобщ= 1410/30= 47.

Принимаем согласно рекомендациям .

Тогда

(1.5)

Выбираем стандартное передаточное отношение червячной передачи по ГОСТ 2144-76 :

1.3 Определение мощности на валах

Мощности на валах определяют через мощность электродвигателя [1,c.135 ]:

P1 = Pэ•зм (1.6)

P2 = P1 М зз (1.7)

P1 = 4·0,98=3.92 кВт;

P2 = 3.92·0,85 = 3.4 кВт;

P3 = 3.4·0,94= 3,1 кВт.

1.4 Определение частоты вращения валов

Частоты вращения валов могут быть определены через частоту вращения вала электродвигателя [1,c.164]:

n1 = nэ (1.10)

n2 = n1/uбыстр (1.11)

n1 = 1410 мин-1;

n2 = 1410/20=70.5 мин-1;

n3 = 70,5/2,35=30 мин-1.

1.5 Определение крутящего момента на валах

Крутящие моменты на валах определяются по формуле [1,c.172]:

Ti =, Н М м (1.12)

где Ti - крутящий момент на i-ом валу, Н М м;

Рi - мощность на i-ом валу, кВт;

n - частота вращения i-ого вала, мин-1

Тогда

T1 = 9550 МP1/n1 = 9550 М 3.92/1410 = 27 Н М м;

T2 = 9550 МP2/n2 = 9550 М 3.4/70.5 = 460 Н М м;

T3 = 9550 МP3/n3 = 9550 М 3.1/30 = 986 Н М м.

2. Расчет червячной передачи

2.1 Выбор материала и термической обработки

Срок службы передачи [1,c.189]:

, (2.1)

где tУ - срок службы передачи, час;

Kг - коэффициент годового использования, Kг=0,5;

Kc - коэффициент сменного использования, Kc=1;

tс - продолжительность смены, ч;

Lc - число смен.

Тогда

Червяк: Сталь 40Х. Термообработка: улучшение и закалка ТВЧ, твёрдость

45 - 50 HRC, шлифование и полирование.

Червячное колесо [1,c.196]:

, (2.2)

где Vs - скорость скольжения, м/с.

Тогда

Назначаем материал II группы БрА10Ж4Н4 (способ отливки - в кокиль).

Механические свойства

уТ= 430 МПа, ув= 650 МПа.

Колесо менее прочное, следовательно, по нему и определяем напряжения.

2.2 Определение допускаемых напряжений на контактную прочность

Для безоловянных бронз [1,c.204]:

=(300..275)-25 Vs (2.3)

=287,5-25 ·4,8 =167,5 МПа.

Для предотвращения разрушения передачи при действии кратковременных перегрузок проверяют условие:

<

=2 уТ=2·430=860.

167,5 МПа<860 МПа.

Условие выполняется.

2.3 Определение допускаемых напряжений на изгиб

·KFL, (2.4)

где KFL - коэффициент долговечности;

- допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжения равном 106, МПа;

Коэффициент долговечности [1,c.207]:

,

где NFE - эквивалентное число циклов нагружения.Эквивалентное число циклов нагружения NFЕ определяются по формуле

NFE = 60·n·tУ·µF, (2.5)

где µF - коэффициент эквивалентности, µH2 =0,14, (средний равновероятностный режим работы).

NFE = 60·70.5·29200·0.14=1.7•107.

0,25· уТ +0,08· ув (2.6)

Тогда

Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжения

0,25·430+0,08·650=159,5 МПа.

159,5·0,72=115 МПа.

Для предотвращения зубьев колеса при перегрузках необходимо проверить условие< =0,8· уТ=0,8·430=344 МПа.

115 МПа<344 МПа.

Условие выполняется.

2.4 Назначение числа заходов червяка и числа зубьев колеса

Число заходов червяка Z1=2.

Z2=Z1·U (2.7)

Z2=2·20=40 - число зубьев колеса.

2.5 Назначение коэффициента диаметра червяка

Коэффициент диаметра червяка

qопт=0,25·Z2 (2.8)

qопт =0,25·40=10

Назначаем из стандартного ряда ГОСТ 19672-74 q=10.

2.6 Определение межосевого расстояния

[1,c.219]: (2.9)

где K - коэффициент нагрузки;

q1 - коэффициент смещения червяка.

При проектном расчете коэффициент нагрузки принимают равным

0,5(Kв +1), (2.10)

где Kв - начальный коэффициент концентрации нагрузки.

Тогда

0,5(1,18+1)=1,09.

Из нормального ряда чисел и конструктивных соображений принимаем.

2.7 Определение модуля передачи

m=2aw/Z2+q (2.11)

m=2·160/40+10=6,4 мм.

Согласуем со стандартным рядом ГОСТ 2144-76 m=6,3 мм.

Для сохранения стандартного межосевого расстояния определяют коэффициент смещения

x=aw/m-0,5(q+Z2), (2.12)

x=160/6,3-0,5(10+40)=0,39.

Из условия неподрезания и незаострения зубьев, значение x на практике допускают в пределах до ±0,7.

2.8 Определение геометрических размеров червяка и колеса

Червяк:

Делительный диаметр

d1=m·q (2.13)

d1=6,3·10=63 мм.

Диаметр вершин витков da1=d1+2m (2.14)

da1=63+2·6,3=75,6 мм.

Диаметр впадин df1=d1-2,4m (2.15)

df1=63-2,4·6,3=47,88 мм

Длина нарезной части червяка b1(11+0,1Z2)m (2.16)

b1(11+0,1·40)·6,3=94,5 мм.

Для шлифуемых червяков длину увеличивают на 25 мм.

Принимаем b1=120 мм.

Угол подъема линий витков червяка [1,c.221]:

(2.17)

Червячное колесо:

Делительный диаметр d2= m·Z2

d2= 6,3·40=252 мм.

Диаметр вершин зубьев в среднем сечении da2= d2+2m(1+x) (2.18)

da2=252+2·6,3(1+0,39)=269,514 мм.

Наибольший диаметр колеса dam2da2+6m/(Z1+2) (2.19)

dam2269,514+6·6,3/(2+2)= 278,964 мм.

Ширина колеса b2=0,75 da1 (2.20)

b2=0,75·75,6=56,7?57 мм

принимаем b2=57 мм.

2.9 Определение скорости скольжения и КПД червячной передачи

[1,c.237]: (2.21)

где V1 - окружная скорость червяка, м/с.

(2.22)

Тогда

,

Коэффициент полезного действия червячной передачи

(2.23)

где ц' - приведенный угол трения. Тогда

.

2.10 Проверочный расчёт передачи на контактную прочность

, (2.24)

где K - коэффициент нагрузки,

К=Кв·КV , (2.25)

где Кв - коэффициент концентрации нагрузки;

КV - коэффициент динамической нагрузки, при постоянной нагрузке.

Kв=1+(z2/и)3(1-x) , (2.26)

Kв=1+(40/70)3(1-0,39)=1,11.

Определяем окружную скорость колеса

, (2.27)

.

Таким образом назначаем КV=1.

Тогда

К=1·1,11=1,11

. .

Уточняем допускаемое напряжение

=165 МПа < уН=167,5 МПа.

Условие контактной прочности выполняется.

2.11 Проверка зубьев колеса на напряжения изгиба

,

где YF - коэффициент формы зуба, который принимают в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса ZV2.

ZV2=Z2/cos3гw (2.28)

ZV2=40/cos310,51=42.

Назначаем YF = 1,45.

,

уF=11,9 МПа < =124 МПа.

Прочность зубьев на изгиб обеспечена.

2.12 Определение усилий в зацеплении

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке

Ft2=Fa1=2T2/d2 [2,c.32]: (2.29)

Ft2=Fa1=2·460/252=3,6 кН.

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе

Fa2= Ft1=2T1/dw1 (2.30)

Fa2= Ft1=2·27/63=0,85 кН.

Радиальная сила Fr= Ft2·tgбx , (2.31)

где бx =20? - угол зацепления.

Тогда

Fr=3,6·tg20=1,3 кН.

2.13 Тепловой расчёт

Температура нагрева масла при установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения, град [2,c.44]:

tраб=20?+, (2.32)

где ш - коэффициент, учитывающий отвод тепла тела в плиту или раму, ш=0,3;

- допускаемая температура нагрева масла, =95?С;

Кт - коэффициент теплоотдачи, Кт = 13 (Вт/м2·?С);

А - площадь поверхности охлаждения, кроме поверхности дна, м2.

Тогда tраб=20?+.

Условие выполнено.

3. Расчет цепной передачи

3.1 Исходные данные

Мощность на малой звездочке ;

частота вращения ведущей звездочки;

крутящий момент на ведущей звездочке ;

передаточное число u=2.3;

характер нагрузки - умеренные толчки;

угол наклона цепи к горизонту Ш=45є.

3.2 Определение чисел зубьев звездочек

Назначаем число зубьев меньшей звездочки z1, что в сочетании с четным числом звеньев цепи способствует более равномерному износу передачи.

z1=29-2·u?13, (3.1)

Z2= z1·u<120, (3.2)

Z2= 25·2,3=57,5?58.

z1=29-2·2,3=24,4?25.

3.3 Назначение предварительного шага цепи

В первом приближении назначаем шаг цепи 25,4 мм. Для выбранного шага определяем допускаемое значение среднего давления в шарнирах [p0]=35 МПа.

3.4 Определение коэффициента эксплуатации

Кэ= Кд·Кн·Крег·Ксм

Креж·Кт·Ка<3, (3.3)

где Кд -коэффициент динамичности, Кд=1,3- нагрузка с толчками;

Ка - коэффициент длины цепи, Ка = 1;

Кн - коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту, Кн=1;

Крег - коэффициент, учитывающий регулировку натяжения цепи, Крег =1,1;

Ксм - коэффициент, учитывающий характер смазки, Ксм =1,5;

Креж - коэффициент режима работы передачи, Креж =1.

Тогда

Кэ= 1,3·1·1,1·1,5·1·1·1=2,14.

3.5 Определение расчетного шага цепи

Предварительно назначаем коэффициент рядности цепи, mp=1.

Расчетный шаг цепи определяют по формуле [2,c.209]:

(3.4)

.

Принимаем стандартный шаг цепи p=31,75 мм, Fразр=88,50 кН.

3.6 Определение скорости движения цепи

Определяем среднюю скорость цепи

(3.5)

где V- скорость движения цепи, м/с.

3.7 Определение окружного усилия

(3.6)

где Ft- окружное усилие, кН;

P- передаваемая мощность, кВт.

3.8 Определение среднего давления в шарнирах цепи и сравнение его с допускаемым

(3.7)

.

Условие выполнено.

3.9 Определение межосевого расстояния и длины цепи

Назначаем оптимальное межосевое расстояние [2,c.239]:

(3.8)

Число звеньев цепи

(3.9)

Длина цепи

(3.10)

Окончательное межосевое расстояние [1,c.219]:

3.10 Определение усилий в ветвях и коэффициента запаса прочности цепи

Натяжение цепи от силы тяжести, кН [1,c.276]:

(3.12)

Натяжение цепи от центробежных сил

(3.13)

Натяжение ведущей ветви

(3.14)

Коэффициент запаса прочности

Условие выполняется.

3.11 Определение расчетной нагрузки на валы

(3.15)

3.12 Определение геометрических размеров венцов звездочек цепей

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек

Do = p/(sin180/ z); (3.16)

Do1 = 31,75/(sin180/ 25)=253 мм;

Do2 = 31,75/(sin180/ 58)=586 мм.

Диаметры окружности выступов

De = p[0.5+ctg(180/z)]; (3.17)

De1 = 31,75[0.5+ctg(180/25)]=267 мм;

De2= 31,75[0.5+ctg(180/58)]=549 мм;

Диаметры окружности впадин

D1 = Do-2r; (3.18)

D1 = 253-2·9,52=233,95 мм; D2 = 535-2·9,52=515,9 мм.

Ширина зуба венца

B=0.9Bн-0,15, (3.19)

B=0.9·19,05-0,15=16,9 мм.

Радиус закругления зуба

R=1.7d1, (3.20)

R=1.7·19,05=32,3 мм.

4. Расчёт валов

4.1 Расчёт быстроходного вала-червяка

Материал вала: Сталь 40Х, Т.О. закалка ТВЧ, твёрдость 45 - 50 НRC.

Предварительный расчёт диаметров быстроходного вала

a) Для выходного конца диаметр быстроходного вала:

(4.1)

Из конструктивных соображений принимаем d=28 мм.

b) Для диаметра под подшипник:

dn?d+2t, (4.2)

где t - высота буртика, t=3,5.

dn=28+2•3,5=35

принимаем стандартное значение по внутреннему кольцу подшипника dn=40 мм.

c) Диаметр буртика подшипника:

dдn=dn+3r, (4.3)

где r - координата фаски подшипника, r=3.

dдn=40+3·3=49 мм

Принимаем dдn =50 мм

Разработка расчётной схем

Силы действующие в зацеплении: Ft1= 0,85 кН, Fr=1,3 кН, Fа= 3,6 кН; Fм= 0,5 кН

Нахождение реакций в опорах в вертикальной плоскости

Считаем, что в вертикальной плоскости действует радиальная Fr и осевая Fa силы, которые вызывают появление реакций в опорах RAу, RBу.

Составляем уравнение равновесия:

УМА=0 Fad1/2-Fr1 0.14+ Rву·0,28 =0.

УМB=0 -RAу·0,28 +Fr1·0,14+Fad1/2=0.

RBу=0,24 кН;

RАу=1,06 кН;

Проверка:

УFу=0 RAу- Fr1+RBу=0

1,06-1,3+0,24=0.

Определяем изгибающий момент:

Сечение I-I: Mи1= RАу ·0,14=1060·0,140=148 H•м.

Сечение II-II: Mи2= RВу ·0,14=240·0,140=34 H•м.

Нахождение реакций в опорах в горизонтальной плоскости

Составляем уравнения равновесия:

УМА=0 RBх·0,28-Ft·0,14-Fм·0,07 =0

УМB=0 -RAх·0,28+Ft·0.140- Fм·0,35 =0

RBх=0,55 кН

RАх=-0,2 кН

Проверка:

УFх=0 -RАх+RBх+Fм -Ft =0-0,2+0,55+0,5-0,85=0

Условие выполняется.

Строим эпюру изгибающих моментов.

Сечение III-III: Ми3 =Fм ·0,07=500·0,07=35 Нм.

Сечение II-II: Ми2= Fм ·0,21-RАх·0,14= 77 Нм.

Сечение III-III: Ми1= RBх 0.14=550·0.140=77 Нм.,

Крутящий момент

От середины полумуфты до центра шестерни действует крутящий момент T=27 H•м.

Расчёт опасного сечения

Определяем суммарный изгибающий момент.

М1и? = ==166 Нм.

Определяем напряжения изгиба в выбранных сечениях.

(4.5)

Расчёт на усталостную прочность.

Первое сечение.

Определяем эквивалентное нормальное напряжение

уэкв = , (4.6)

где у- номинальное напряжение изгиба, МПа;

ф- напряжение кручения, МПа.

ф1 = = = 2 МПа. (4.7)

уэкв1 = = 26 МПа. Допускаемое напряжение

[у] = , (4.8)

где у-1 =0,5· ув=0,5·900=450 МПа;

S = 1,5 [1];

о=0,73;

Кд=2,45.

[у] = = 90 МПа.

уэкв1 = 26 МПа < [у] =90 МПа.

Прочность вала обеспечена.

Определим прочность выходного конца вала от Т=27 Нм.

ф3 = = = 6 МПа.

[ф]= (4.9)

ф-1=0,28· ув=0,28·900=252 МПа (4.10)

Концентраторы напряжений:

Шпоночный паз Кф1=2,0.

S=1,5 -коэффициент запаса

е=0,7- коэффициент влияния абсолютных размеров

[ф]==308·0,7/2·1,5=71 МПа

6 ? [ф]=71

Прочность обеспечена

4.2 Расчёт тихоходного вала

Материал вала: Сталь 40Х, Т.О. закалка ТВЧ , твёрдость 45 - 50 НRC

Разработка эскиза вала

a) Для выходного конца диаметр тихоходного вала [1,c.351]:

(4.11)

Принимаем d=40 мм

b) Для диаметра под подшипник:

dn?d+2t, (4.12)

где t - высота буртика, t=4.6

dn=40+2•4,5=49

принимаем стандартное значение по внутреннему кольцу подшипника dn=50 мм.

c) Диаметр буртика подшипника:

dдn=dn+3r, (4.13)

где r - координата фаски подшипника, r=3.5

dдn=50+3·3,5=60,5 мм

Принимаем 60 мм.

Разработка расчётной схемы

Силы действующие в зацеплении: Ft2= 3,6 кН, Fr2=1,3 кН, Fа2= 0,85 кН; Fм= 2.5 кН.

Нахождение реакций в опорах в вертикальной плоскости

Считаем, что в вертикальной плоскости действует радиальная Fr и осевая Fa силы, которые вызывают появление реакций в опорах RAу, RBу

Составляем уравнение равновесия:

УМА=0 Fad2/2-Fr2 0.05+ Rву·0,1 =0.

УМB=0 -RAу·0,1 +Fr1·0,05+Fad2/2=0.

RBу=-0.42 кН;

RАу=1.72 кН;

Проверка:

УFу=0 +RAу- Fr1-RBу=1.72-1.3-0.42=0.

Определяем изгибающий момент:

Сечение I-I: Mи1= -Rву ·0,05=420·0,05=-21 H•м.

Сечение II-II: Mи2= RАу ·0,05=1720·0,05=86 H•м.

Нахождение реакций в опорах в горизонтальной плоскости

Составляем уравнения равновесия:

УМА=0 RBх·0,1-Ft·0,05-Fм·0,08 =0

УМB=0 -RAх·0,1+Ft·0.05- Fм·0,18 =0

RBх=3.8 кН

RАх=-2.7 кН

Проверка:

УFх=0 -RАх+RBх+Fм -Ft =0-2.7+3.8+2.5-3.6=0

Условие выполняется.

Строим эпюру изгибающих моментов.

Сечение I-I: Ми1= Fм 0.08=2500·0.08=200 Нм.,

Сечение II-II: Ми2= Fм 0.13-RАх·0,05=190 Нм.

Сечение III-III: Ми3 = RBх ·0,05=3800·0,05=190 Нм.

Крутящий момент

От середины полумуфты до центра колеса действует крутящий момент T=460 H•м.

Расчёт опасного сечения

Определяем суммарный изгибающий момент.

М1и? = ==208 Нм.

Определяем напряжения изгиба в выбранных сечениях.

Расчёт на усталостную прочность.

Первое сечение.

Определяем эквивалентное нормальное напряжение [1,c.372]:

уэкв = ,

где у- номинальное напряжение изгиба, МПа;

ф- напряжение кручения, МПа.

ф1 = = = 18.5 МПа.

уэкв1 = = 35 МПа.

Допускаемое напряжение

[у] = ,

где у-1 =0,5· ув=0,5·900=450 МПа;

S = 1,5 [1];

о=0,76;

Кд=2,2.

[у] = = 103 МПа.

уэкв1 = 35 МПа < [у] = 103 МПа.

Прочность вала обеспечена.

Определим прочность выходного конца вала от Т=460 Нм.

ф3 = = = 36 МПа.

[ф]=

ф-1=0,28· ув=0,28·900=252 МПа

Концентраторы напряжений:

Шпоночный паз Кф1=2,0.

S=1,5 -коэффициент запаса

е=0,7- коэффициент влияния абсолютных размеров

[ф]==308·0,7/2·1,5=71 МПа

36 ? [ф]=71

Прочность обеспечена

5. Расчёт и подбор подшипников

5.1 Расчёт подшипников быстроходного вала

Определяем суммарные радиальные реакции [1,c.354]:

Fra = = =1078 Н;

F = = =600 Н.

Выбираем подшипник 7208А ГОСТ 27365-87.

d=40 мм; B=19 мм; Cr=58 кН;

D=80 мм; r=1,5 мм; Cor=40 кН.

Определяем эквивалентную радиальную нагрузку.

Рr = (Х•V•Fr+Y•FА)•kд•kt, (5.3)

где V - коэффициент вращения, V = 1 [1];

kд - коэффициент безопасности, kд = 1,3 [1];

kt - температурный коэффициент, kt = 1 [1].

X=1, Y=1,5

Рr = (1·1,0+1,5·1,6)*1,3=3 кН.

Определение расчетной долговечности

Lh = > , (5.5)

где = 29200 ч;

n = 1410 мин -1;

Сr = 58 кН [1];

а1 = 1 [4]; а23 = 1 [1].

Lh = = 35200 ч.

Lh =35200 ч> = 29200 ч.

Долговечность подшипника обеспечена.

5.2 Расчёт подшипников тихоходного вала

Определяем суммарные радиальные реакции.

Fra = = =3201 Н;

F = = =3823 Н.

Выбираем подшипник 7210А ГОСТ 27365-87.

d=50 мм; B=21 мм; Cr=70 кН;

D=90 мм; r=1,5 мм; Cor=55 кН.

Определяем эквивалентную радиальную нагрузку.

Рr = (Х•V•Fr + Y•FА)•kд•kt,

где V - коэффициент вращения, V = 1 [1];

kд - коэффициент безопасности, kд = 1,3 [1];

kt - температурный коэффициент, kt = 1 [1].

X=1, Y=1,5.

Рr = (1·1·3,8+1,5·0,85) ·1,3=7 кН.

Определение расчетной долговечности

Lh = > ,

где = 29200 ч;

n = 70,5 мин -1;

Сr = 70 кН [1];

а1 = 1 [4]; а23 = 1 [1].

Lh = = 505428 ч.

Lh =505428 ч> = 29200 ч.

Долговечность подшипника обеспечена.

6. Расчёт шпоночных соединений

6.1 Расчёт шпоночного соединения на быстроходном валу

Назначаем шпонка 8Ч7Ч50 ГОСТ 23360-78.

Условие прочности [1,c.378]:

см = 2Т103/ dlp(h-t1) см, (6.1)

где Т - крутящий момент, Нм;

d - диаметр вала, мм;

h- высота шпонки, мм;

t1- глубина паза на валу, мм;

lp - расчётная длина шпонки, мм; lp = L - b.

Материал шпонки - Сталь 45: В = 580 МПа, Т = 320 МПа.

см = Т/S, (6.2)

где S=1,5…2;

см = 320/ 2 = 160 МПа;

см = 227103 / 28423= 15 МПа,

см=15 см = 160 МПа - прочность обеспечена.

6.2 Расчёт шпоночного соединения на тихоходном валу

Соединение колесо - вал

Назначаем шпонка 16Ч10Ч50 ГОСТ 23360-78.

см = 2Т103 / dlp(h-t1) см,

см = Т/ S = 320/ 2 = 160 МПа,

см = 2460103 / 52344= 130 160 МПа - прочность обеспечена.

Выходной конец вала

Назначаем шпонка 12Ч8Ч70 ГОСТ 23360-78.

см = 2Т103 / dlp(h-t1) см,

см = Т/ S = 320/ 2 = 160 МПа,

см = 2460103 / 40583,5= 113 160 МПа - прочность обеспечена.

7. Выбор муфт

7.1 Муфта на входной конец редуктора

Для соединения входного вала редуктора и выходного вала электродвигателя применим упругую втулочно-пальцевую муфту, которые получили широкое распространение благодаря простоте конструкции.

Муфту выбираем по допускаемому крутящему моменту и диаметру валов.

, (7.1)

где - расчётный крутящий момент, Нм;

к - коэффициент режима работы, к =1,1- 1,4, выбираем к = 1,25;

- момент на тихоходном валу, =27 Нм; - номинальный крутящий момент, =125 Нм.

Принимаем МУВП 125-28-1-У3 ГОСТ 21424-93

8. Выбор и обоснование способа смазки передач и подшипников

Смазывание зубчатых передач и подшипников применяют с целью снижения трения, интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предотвращения их от заедания, коррозии и лучшего отвода тепла от трущихся поверхностей.

При вращении колеса масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, оттуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Согласно рекомендациям (3) в зависимости от окружной скорости и контактных напряжений по таблице назначаем марку масла И-Т-С-320.

Емкость масляной ванны рассчитывается из условия, что на каждый киловатт передаваемой мощности приходится 0,35-0,47 л масла. Объем заливаемого масла равен 2,1 л.

Наиболее простой и распространенный способ смазки элементов передач - погружение их в масло, залитое в нижнюю часть корпуса. В этом случае зубчатые колеса и шестеренки смазывается за счет разбрызгивания, а подшипники вала колеса - за счет масляного тумана. Уровень масла в редукторе контролируется пробкой.

Литература

1. Дунаев П.Ф. Детали машин: Курсовое проектирование/ П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - М.: Машиностроение, 2003. - 536 с.

2. Иванов М.Н. Детали машин/ М.Н. Иванов, В.А. Финогенов. - М.: Высш. шк., 2002. - 408 с.

3. Решетов Д.Н. Детали машин/ Д.Н. Решетов. - М.: Машиностроение, 1989. - 496 с.

4. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин/С.А. Чернавский и др. - М.: Машиностроение. 1988. - 416 с.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Определение мощности электродвигателя приводной станции конвейера; кинематических, силовых и энергетических параметров механизмов привода. Расчет клиноременной передачи. Выбор основных узлов привода ленточного конвейера: редуктора и зубчатой муфты.

    курсовая работа [272,5 K], добавлен 30.03.2010

  • Выбор электродвигателя привода ленточного конвейера и его кинематический расчет. Допускаемое напряжение и проектный расчет зубчатых передач. Выбор и расчёт элементов корпуса редуктора, тихоходного вала и его подшипников, шпоночных соединений, муфт.

    курсовая работа [169,1 K], добавлен 18.10.2011

  • Разработка привода ленточного конвейера: выбор электродвигателя; расчет зубчатых передач, подбор и проверка на пригодность шпоночных соединений, подшипников; проект общего вида червячного редуктора; выбор материалов; выполнение рабочих чертежей деталей.

    курсовая работа [1,3 M], добавлен 18.12.2010

  • 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

  • Энергетический и кинематический расчет привода, расчет прямозубых цилиндрической и конической передач, быстроходного, промежуточного и тихоходного валов. Расчет и подбор подшипников, шпоночных соединений, муфт. Выбор и обоснование способа смазки передач.

    курсовая работа [164,4 K], добавлен 01.04.2010

  • Энергетический и кинематический расчет привода, выбор материала, определение допускаемых напряжений для зубчатых передач. Расчет и выбор тихоходной и быстроходной зубчатых передач, валов, подшипников качения, шпоночных соединений, муфт; смазка редуктора.

    курсовая работа [173,4 K], добавлен 08.09.2010

  • Обзор процесса компоновки двухступенчатого цилиндрического редуктора. Выбор электродвигателя. Расчет частоты вращения и моментов на валах, зубчатых передач и шпоночных соединений. Сборка и смазка редуктора. Регулировка радиально-упорных подшипников.

    курсовая работа [1,6 M], добавлен 18.11.2017

  • 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

  • Основное назначение электрического привода ленточного конвейера. Суммарная мощность двигателей приводных станций. Выбор электродвигателя. Кинематическая схема приводной станции конвейера. Проверка двигателя на нагрев. Расчет параметров системы управления.

    курсовая работа [679,3 K], добавлен 21.10.2012

  • Кинематический анализ схемы привода. Определение вращающих моментов на валах привода. Расчет цилиндрической ступени и цепной передачи. Расчет долговечности подшипников. Выбор смазочных материалов и системы смазки. Конструктивные размеры корпуса редуктора.

    курсовая работа [689,3 K], добавлен 02.11.2012

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.