Курсовой проект (РПЗ)

Посмотреть архив целиком

  1. Кинематический расчет

    1. Подбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения.

Потребляемую мощность (кВт) привода определяют по формуле:

где Ft - окружная сила, Ft=1800 Н; v – скорость ленты, v=0,71 м/с; общ – общий КПД кинематической цепи.

где ред – КПД редуктора, ред = 0,984; муф – КПД муфты, муф =0,95; под– КПД подшипника, под =0,98.

По таблице 24.9 [2, c. 417] выбирается электродвигатель АИР 90L4/1395 с мощностью Pэ=2,2 кВт.

    1. Определение частот вращения и вращательных моментов на валах

Определяется частота вращения привода nпр (мин-1)

где D – диаметр барабана, D=315 мм.

Определяется передаточное число редуктора uред

где nэ – частота вращения электродвигателя, nэ=1395 мин-1.

Определяется вращательный момент на тихоходном валу TT (Hм)










    1. Расчет зубчатой передачи

Результаты расчета приведены в распечатках 1 и 2.

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 построятся 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: df диаметр впадин быстроходной шестерни, awc межосевое расстояние, разность диаметров вершин колес тихоходной и быстроходной ступеней R и масса редуктора mред (см. рис.1).

Так как момент на тихоходном валу мал (Тт=427,9 Нм), то не следует выбирать твердые колесо и шестерню. Также не рекомендуется выбирать вариант, где диаметр впадин быстроходной шестерни меньше 25 мм (отмечено пунктирной линией). В качестве оптимального следует выбрать вариант с меньшей массой, но и учитывать другие показатели. Поэтому для конструктивной проработки принят вариант 2.

В этом случае выбирается марка стали колеса – 45, а для шестерни – 40Х улучшенная.




































    1. Эскизное проектирование валов.

Предварительные оценки значений диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам [2 с.42]:

  • для быстроходного вала

где ТБ – вращающий момент на быстроходном валу.

  • для промежуточного вала

Диаметр вала под колесо

где Тпр – вращающий момент на промежуточном валу.

где d2Бдиаметр колеса быстроходной ступени, d2Б =223,2; FtБокружная сила быстроходной ступени, FtБ=400,3 Н.

по ряду нормальных линейных размеров dК=22 мм.

Диаметр заплечика колеса

где f – размер фаски колеса, f=1 мм по таблице [2, с.42].

Из условия принимается диаметр под подшипник dП=20 мм.

  • для тихоходного вала

по стандартному ряду d=38 мм

по стандартному ряду посадочных диаметров под подшипники принимается dП=45 мм.

Диаметр заплечика подшипника

принимается dБП=53 мм.

Диаметр под колесо

Примерная длина хвостовика тихоходного вала







    1. Расчет подшипников

    2. Выбор типа подшипников

Для опор цилиндрических косозубых передач принимаются шариковые радиальные подшипники.

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.

    1. Расчет подшипников на промежуточном валу

      1. Определение сил, нагружающих подшипник

Силы, действующие в зацеплении.

Изгибающие моменты, от радиальных сил, действующих в зацеплении.

Длины участков

Реакции в вертикальной плоскости.

Реакции в горизонтальной плоскости.

Суммарные реакции.

      1. Выбор подшипника

По справочнику [1, т.2, с.116] выбирается подшипник радиальный легкой серии 204.

Более нагруженной является опора 1. Дальнейший расчет будет вестись по ней.

      1. Расчет на ресурс

Радиальная сила