Привод люлечного элеватора (125221)

Посмотреть архив целиком

Министерство образования и науки Российской Федерации

Магнитогорский государственный технический университет

им. Г.И. Носова








Кафедра прикладной механики и деталей машин




Курсовой проект по дисциплине "Детали машин"


"Привод люлечного элеватора"


Исходные данные


Тяговая сила цепи F, кН – 2,8

Скорость тяговой цепи V, м/с – 1,2

Шаг тяговой цепи р, мм – 80

Число зубьев звездочки – 9

Допускаемое отклонение скорости тяговой цепи δ, % - 6

Срок службы привода Lr, лет – 5.



1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода


Определим потребляемую мощность привода (мощность на выходе):


Вт.


Определим общий КПД привода:


η = η1· η2· η3· η4,

η1 = ηпер = 0,95;

η2 = ηред = ηпер· ηподш2 = 0,98·0,982 = 0,96;

η3 = ηсоед.муфт = 0,98;

η4 = ηподш.опор = 0,992 = 0,98;

η = 0,95·0,96·0,98·0,98 = 0,88.


Требуемая мощность электродвигателя:


Вт.


Определим угловую скорость вала люлечного элеватора:


рад/с;

мм.


Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины (число оборотов на выходе):


об/мин.


Общее передаточное число привода:




Частота вращения вала электродвигателя (число оборотов на входе):


об/мин.


Выбираем электродвигатель АИР 112МВ6/950 ТУ 16-525564-84 с мощностью 4кВт и синхронной частотой вращения 1000 об/мин.

Номинальная частота вращения: об/мин.


рад/с.


Определяем фактическое передаточное число привода:


.

Поскольку по условию задачи не заданы передаточные числа, то по ГОСТ2185–86 принимаем:


Uред = 2,5,

Uпер = .


Определим частоту вращения и угловую скорость валов редуктора

Вал А

n1 = nдв = 949 об/мин

рад/с

Вал В

об/мин

рад/с

Вал С

об/мин

рад/с


Определим вращающие моменты на валах привода:


Н·мм;

Т1 = Тдв

Н·мм.


2. Расчет зубчатых колес редуктора


Принимаем для шестерни марку стали Ст45,улучшение; для зубчатого колеса Ст45, улучшение, термообработка.


НВср = 0,5(НВ1 + НВ2)


НВср = 0,5(235 + 262) = 248,5 – зубчатое колесо,

НВср = 0,5(269 + 302) = 285,5 – шестерня.


Определяем допускаемое контактное напряжение колеса:


МПа;


Шестерни:

582 МПа;


Допускаемое контактное напряжение:


МПа.


Определим межосевое расстояние редуктора из условия контактной выносливости поверхностей зубьев:


мм.


Определяем нормальный модуль зацепления:

мм,

мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев β = 100 и определим количество зубьев шестерни и зубчатого колеса:


, тогда

.


Уточненное значение угла наклона зубьев:


,


β = 90.

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:


мм;

мм.


Проверка:


мм.


Диаметры вершин зубьев:


мм,

мм.


Ширина колеса:


мм,


Ширина шестерни:


мм.


Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:


.

Диаметры впадин:


мм,

мм.


Окружная скорость колес и степень точности передачи:


м/с – 9 степень точности.


Коэффициент нагрузки:


.


Проверка контактных напряжений:


МПа.

МПа  ,


Условие прочности по контактным напряжениям выполняется, материал зубчатых колес подобран верно.

Определяем силы, действующие в зацеплении:

Окружная сила:


Н.


Радиальная сила:

Н.


Осевая сила:


Н.


Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:


, , .


У шестерни


,


У колеса


,


Определим допускаемое напряжение:


= МПа,

, ,


.


Находим отношение для колеса:





3. Предварительный расчет валов редуктора. Выбор подшипников


Ведущий вал:

Диаметр выходного конца


мм,

мм.


Для ведущего вала выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники № 306 средней серии по ГОСТ 8338–75:

d = 30 мм;

D = 72 мм;

В = 19 мм;

r = 2 мм;

С = 28,1 кН;

С0 = 14,6 кН.

Ведомый вал:

Диаметр выходного конца вала


мм,

мм.


Для ведомого вала выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники № 308 средней серии по ГОСТ 8338–75:

d = 40 мм;

D = 90 мм;

В = 23 мм;

r = 2,5 мм;

С = 41 кН;

С0 = 22,4 кН.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса


Шестерню выполняем за одно целое с валом. Ее размеры определены выше:

d1 = 57 мм, da1 = 59 мм, b1 = 45 мм.

Колесо кованое: d2 = 143мм, da2 = 145,5мм, b2 = 40мм.

Диаметр ступицы: dст = 1,6 dk2 = 1,6 · 45 = 72 мм,

Длина ступицы: lст = (1,2 ÷ 1,5)dк2 = 63 мм,

Толщина обода: мм,

Толщина диска С = 0,3b2 = 0,3 · 40 = 12 мм.


5. Конструктивные размеры корпуса редуктора


Толщина стенок корпуса и крышки:

мм, принимаем мм.

мм, принимаем мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

мм;

мм.

Верхний пояс корпуса и пояс крышки:

мм, принимаем р = 15 мм.

Диаметр болтов:

Фундаментальных - - принимаем болты с резьбой М16;

Крепящих крышку к корпусу у подшипников - - принимаем болты с резьбой М8;

Соединяющих крышку с корпусом - - принимаем болты с резьбой М10.


6. Расчет цепной передачи


Т3 = Т2 = 166,1·103 Нм


Uц = 3,8


- ведущая звездочка.

- ведомая звездочка.


Принимаем


Z3 = 23, Z4 = 89.


Тогда фактическое


Uц =

Расчетный коэффициент нагрузки:


,


n3 = 99,89 об/мин, Р = 24 МПа.

Шаг однорядной цепи:


мм.

.

м/с.


Окружная сила:


Н.


Проверяем давление в шарнире:


МПа.

МПа.


Определим число звеньев цепи:


.

Определим диаметры делительных окружностей звездочек:


мм,

мм.


Определим диаметры наружных окружностей звездочек:


мм,

мм.


Силы, действующие на цепь:

Окружная Ftц = 2344 Н,

От центробежных сил


Н,


От провисания


Н.


Расчетная нагрузка на валы:


Н.


Проверим коэффициент запаса прочности цепи:

.


Это больше, чем нормативный коэффициент запаса =7,5. Условие S> выполнено.

Размеры ведущей звездочки:

Ступица звездочки - мм,

мм.

Толщина диска звездочки - мм.

Размеры ведомой звездочки:

dст = 1,6·25 = 40 мм,

lст = 38 мм.


7. Первый этап компоновки редуктора


Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) мм;

б) мм – зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса;

в) расстояние между наружными кольцами подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса мм.

Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1 = 30 мм и dп2 = 40 мм.

Смазка подшипников:

Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал.

Мазеудерживающие кольца – их ширину определяет размер y = 8÷12 мм.

Расстояние на ведущем валу l1 = 49 мм,

Расстояние на ведомом валу l2 = 51 мм.

Примем окончательно l1 = l2 = 51 мм.

Глубина гнезда подшипника lГ = 1,5В; для подшипника № 308 В = 23 мм, lГ = 1,5 · 23 = 34,5 мм.

Толщина фланца Δ = d0 = 12 мм.

Высота головки болта 0,7 d0 = 0,7·12 = 8,4 мм.

Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Длину пальца l примем на 5 мм больше шага t. Таким образом, l = t + 5 = 16 + 5 = 21 мм.


8. Проверка долговечности подшипника


Ведущий вал:


Ft = 2653 H; Fr = 978 H; Fa = 420 H.


Реакции опор:

В плоскости XZ:


,


В плоскости YZ:


,


Проверка:



Суммарные реакции:



Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники № 306:

d = 30 мм;

D = 72 мм;

В = 19 мм;

r = 2 мм;

С = 28,1 кН;

С0 = 14,6 кН.

Эквивалентная нагрузка:



где Pr1 = 1452 H – радиальная нагрузка; осевая нагрузка Pa = Fa = 420 H; V = 1 (вращается внутреннее кольцо), коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров Kδ = 1, KT = 1.

Отношение , этой величине соответствует e = 0,22.

Отношение > e, x = 0,56, y = 1,99.



Расчетная долговечность, млн.об:


;


Расчетная долговечность, ч:


ч.


Ведомый вал:

Несет такие же нагрузки, как и ведущий вал.

Ft = 2653 H; Fr = 978 H; Fa = 420 H, FB = 2362 Н.

Составляющие этой нагрузки:


Н.


Реакции опор:

В плоскости XZ


Н,

Н.

Проверка:




Случайные файлы

Файл
81015.rtf
47810.rtf
7188-1.rtf
147227.rtf
30399-1.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.