321-1(другой) (Моя записка)

Посмотреть архив целиком

СОДЕРЖАНИЕ


Техническое задание


1. Кинематический расчет привода


1.1 Подбор электродвигателя

2

    1. Определение частот вращения и вращающих

моментов на валах

3

2. Расчет зубчатой передачи

3

2.1 Анализ результатов с ЭВМ


3. Эскизное проектирование


3.1 Проектные расчеты валов

4

3.2 Выбор типа и схема установки подшипников

5

4. Расчет соединений


4.1 Шпоночные соединения

6

4.2 Сварные соединения

7

5. Подбор подшипников качения на заданный ресурс

8

  1. Расчет валов на статическую прочность и

сопротивление усталости


22

7. Выбор смазочных материалов

27

8. Расчет муфт

28

8.2 Проектировка и расчет упругой муфты

9.Список использованной литературы


29

10. Приложения

30




























Кинематический расчет


    1. Подбор электродвигателя


Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения.

Потребляемую мощность привода (мощность на выходе) определяют по формуле:

Рпр = Ft * V/ 103,

где Ft – окружное усилие на барабане, V – скорость ленты.


Рпр = 2500*1.2 /103 = 3 кВт.


Тогда требуемая мощность электродвигателя

Pдв = Рпр / пр,

где пр – КПД привода, равный произведению КПД отдельных звеньев кинематической цепи.

пр = кон. з..п. * цил. з..п. * м. * опор

где кон. з.п. - КПД конической зубчатой передачи, цил. з..п – КПД цилиндрической зубчатой передачи, м – КПД муфты

пр = 0,96*0,97*0,99*2*0,99 = 0,885

Pдв = 3/0,885 =3.388 кВт.


Определим частоту вращения приводного вала

nпр = 60000*V/*D = 60000*1,2/3,14*355 = 64,59 об/мин;


Требуемая частота вращения вала электродвигателя

nдв = nпр *uБ*uТ

где uБ и uТ – передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней коническо - цилиндрического редуктора.

uБ = 3.25; uТ = 4,825-средние параметры.

Подставляя значения, получим

nдв = 64,59*4,825*3,25 = 1012 об/мин

Следовательно берем синхронную частоту вращения двигателя равной nдв =1410 об/мин.


Затем, используя таблицу, выбираем электродвигатель АИР100L4\1410:

Р = 4 кВт, nдв = 1410 об/мин.







1.2. Определение частот вращения и вращающих моментов на валах.

  1. Частота вращения тихоходного вала

Так как в заданной схеме отсутствует какая – либо передача (ременная или цепная)между приводным и тихоходным валом, а они непосредственно передают вращение через муфту, то

nТ = 60000*V/*D=64,59 об/мин.


  1. Частота вращения промежуточного вала

nп = nТ*uТ = 64,59*4,825 = 219,8 об/мин.


  1. Частота вращения быстроходного вала

nБ = nп*uБ = 1012,83 об/мин.


  1. Вращающий момент на приводном валу

Тпр = Ft*D/2 = 25*355/2 = 443,75 Нм


  1. Вращающий момент на тихоходном валу

ТТ = Тпр /(0,99*0,98)=457,38 Нм.


  1. Расчет цилиндрической зубчатой передачи.


    1. Анализ результатов расчета на ЭВМ и выбор варианта для конструктивной проработки.


В зависимости от вида изделия, его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и шестерни и материалы для их изготовления. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньше, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая, в свою очередь, зависит от марки стали и вида термической обработки. Для этого построим графики, отражающие влияние распределения общего передаточного числа uред между быстроходной uБ и тихоходной uТ ступенями редуктора, а также способа термообработки зубчатых колес на основные качественные показатели: суммарная цена привода - цена , dm внешний делительный диаметр быстроходной шестерни и mред. (см. рис .1)



В качестве оптимального следует выбрать вариант с меньшей массой из числа тех, что расположены выше штриховой линии. Поэтому для конструктивной проработки принят вариант 5.


В этом случае термообработкой является закалка ТВЧ шестерни и колеса. Марка стали колеса – 40 Х., а для шестерни – 45.

Рис.1:

3. Эскизное проектирование.


3.1 Проектные расчеты валов.


Предварительные оценки значений диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам:


  • для быстроходного вала:


T.к. быстроходная ступень коническая то

d = 8*(ТБ)1/3

где ТБ вращающий момент на быстроходном валу

d = 8*(22)1/3 = 22,4 мм.

округляем до 24 мм.

диаметр вала под подшипник качения

dп d2+2*tкон = 30 мм.

Где принимаем значение tкон=2-высота заплечика

dбп dп + 3*r = 32 + 3*2 =36 мм,


  • для промежуточного вала:


диаметр вала под колесо

dк (6…7)*(Тп)1/3,

где Тп – вращающий момент на промежуточном валу

Тп =93,4 Нм

dк 7*(93,4)1/3 =31,75 мм

округляя до стандартной величины получим dк > 32мм.

где dп – диаметр вала под подшипник,

dп = dк – 3*r

dп =30 мм.(для унификации подшипников)



  • для тихоходного (выходного) вала:


d (5…6)*(ТТ)1/3,


где ТТ - вращающий момент на тихоходном валу.

d 6*(457)1/3 =46,2 мм, принимаем 48 мм.

dп d + 2*tц = 48+ 2*3 =54 мм, принимаю 55 мм.

dБп dп + 3*r =54 + 3*2,5 =62,5. Принимаем 63 мм.


3.2. Выбор типа и схемы установки подшипника.


Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов применяют чаще всего шариковые радиальные, а для конических колес роликовые подшипники с коническими роликами, причем на быстроходном валу с консольным расположением конической шестерни мы устанавливаем их "врастяжку", а на промежуточном валу "враспор". Первоначально мы назначаем подшипники легкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность окажется недостаточной, то примем подшипники средней серии.

Часто опоры валов размещают не в одном, а в разных корпусах. В нашем случае – это опоры приводного вала. Корпуса, в которых размещают подшипники, устанавливают на раме конвейера. Так как неизбежны погрешности изготовления и сборки деталей, то это приводит к перекосу и смещению осей посадочных отверстий корпусов подшипников относительно друг друга. Кроме того, в работающей передаче под действием нагрузок происходит деформация вала. В конструкции приводного вала из-за неравномерного распределения нагрузки на ковшах элеватора неизбежно возникают перекосы вала и неравномерность нагружения опор вала.

Все сказанное выше вынуждает применять в таких узлах сферические подшипники, допускающие значительные перекосы.

В связи с относительно большой длинной вала и значительными погрешностями сборки валы фиксируют от осевых смещений в одной опоре. Поэтому кольцо другого подшипника должно иметь свободу смещения вдоль оси, для чего по обоим его торцам оставляют зазоры 3…4 мм. В первой же опоре данные зазоры требуется устранить с помощью втулок. Если же не следовать данным рекомендациям, при фиксировании обоих опор в осевом направлении и неизбежных прогибах вала последует деформация тел качения подшипника, что может вызвать заклинивание узла.




4. Расчет соединений.


4.1. Шпоночное соединение (соединение вал - ступица):


4.1.1. На тихоходном валу.


см = 2*ТТ*103/(d*k*lраб) []см

при проектном расчете определяется рабочая длина шпонки

lраб = 2*ТТ*103/(d*k*[]см)

где d – диаметр вала,

к – глубина врезания шпонки, так как d = 56 мм, то к = 6мм


для незакаленной стали и для неподвижной шпонки

[]см = 130 МПа.

Тогда получаем

lраб = 2*457*103/(56*4,7*130) = 27,7 мм

Тогда полная длина шпонки

l = lраб + b,

где b – ширина шпонки,

l =27,7 + 16 = 45,7 мм,

по стандартному ряду l =50 мм.


4.1.2. На промежуточном валу.


см = 2*Тпр*103/(d*k*lраб) []см

при проектном расчете определяется рабочая длина шпонки

lраб = 2*Тпр*103/(d*k*[]см)

где d – диаметр вала,

к – глубина врезания шпонки, так как d = 32 мм, то к = 5 мм


для незакаленной стали и для неподвижной шпонки

[]см = 130 МПа.

Тогда получаем

lраб = 2*93,4*103/(32*5*130) = 18,98 мм

Тогда полная длина шпонки

l = lраб + b,

где b – ширина шпонки,

l =18.68+ 10 = 28 мм,

по стандартному ряду l = 30мм.


4.1.3. На приводном валу в соединении с муфтой.


см = 2*Тпр*103/(d*k*lраб) []см

при проектном расчете определяется рабочая длина шпонки


Случайные файлы

Файл
169455.rtf
21957-1.rtf
101061.rtf
71664.rtf
176997.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.