Проект приводу до скребкового транспортера для переміщення сипких вантажів. Вибір двигуна та навантажувальних передач. Розрахунок передач на міцність. Вибір підшипників кочення, перевірка шпонкових з’єднань. Розрахунок розмірів деталей редуктора.
Пояснювальна записка до курсового проекту (роботи) з деталі машин на тему: Привід з конічно-цилідричним редуктором Виконав: студент 3 курсу, групи МК-31 напряму підготовки (спеціальності): 6.050502 інженерна механікаСпроектувати привід до скребкового транспортера для переміщення сибких вантажів за такими вихідними параметрами: потужність Рт = 2,2 КВТ; кількість обертів вихідного валу n = 60 об/хв; термін роботи механічного привода 8 років при трьох змінній роботі; режим роботи привода III; під час пуску можливе перевантаження 110%. транспортер привід скребковий передача двигун редукторЗагальний ККД приводу визначимо за формулою ?3-коефіцієнт, що враховує втрати пари підшипників кочення, ?3=0,995; Визначимо необхідну потужність двигуна 390] вибираємо двигун трьохфазний коротко замкнутий серії 4А, закритий з синхронною частотою 1000об/хв 4А90L2У3 з параметрами РДВ=3 КВТ і ковзанням 3,2% (ГОСТ 19523-81). Визначимо частоти обертання і кутові швидкості валів приводу: - вал шестерні (швидкохідний вал редуктора) вал колеса (тихохідний вал редуктора)Згідно із завданням ця передача є прямозубою і має ?4 = 6,283 рад/с; ?3 = 24,725 рад/с; Т4 = 350,2 Нм; Т3 = 91,365 Нм; h = 70000 год. Зубців колеса: Еквівалентні кількості циклів навантаження зубців шестерні та колеса на контактну витривалість NHE і на витривалість згинання NFE Оскільки NHO5 <NHE5 і NHO6 <NHE6 , то коефіцієнт довговічності для зубців шестерні та колеса: Допустимі контактні напруження зубців шестерні та колеса Для зубців шестерні та колеса границями витривалості зубців для бази випробувань NFO = 4•106: Оскільки NFO <NHE6< NHE5, коефіцієнт довговічності для зубців шестерні та колеса KFL = 1, тоді значення допустимих напружень будуть: Де KFC - коефіцієнт, що враховує реверсивність (для нереверсивної передачі KFC = 1); Для зубців шестерні та колеса границями витривалості зубців для бази випробувань NFO = 4•106: Оскільки NFO <NHE4< NHE3, коефіцієнт довговічності для зубців шестерні та колеса KFL = 1, тоді значення допустимих напружень будуть: Де KFC - коефіцієнт, що враховує реверсивність (для нереверсивної передачі KFC = 1);6.1, в) назначаємо діаметри інших ділянок вала: d2=25 мм - для стандартного ущільнення; Для визначення довжини кожної ділянки вала необхідно викреслити ескізну компоновку складальної одиниці (рис. Для викреслювання компоновки вала за стандартом вибираємо: D=62 мм; B=19 мм; l6?10 мм і конструктивно приймаємо: ?=5 мм; ?1=4,5 мм. Умова статичної міцності вала виконується, оскільки ?еmax=37,4 МПА <[?]е=290,4 МПА. Орієнтуючись на підшипники, подібні до швидкохідного вала, приймаємо: d2=35 мм - діаметр вала під шестірнею;Зважаючи на наявність осьових сил у зачеплені конічної та косозубої передач, орієнтуємося на кулькові радіально-упорні підшипники для швидкохідного та проміжного валів, а для тихохідного вала - радіальні кулькові підшипники. Студенти за подібною методикою підбирають підшипники для решти валів. Вихідні параметри: діаметр вала під підшипники d3=30 мм; реакції в опорах осьова сила в зачеплені Fa=465,865 H; швидкість обертання вала ?2=49,45 рад/с; режим роботи підшипників - CH; термін роботи редуктора h=70 000 год. Отже, підшипники 36206 можна залишити для швидкохідного вала, бо їх довговічність дещо перевищує термін служби редуктора. Відповідно до завдання редуктор має вісім шпонкових зєднань, тому зручним є подати їхні розміри у вигляді таблиці: Вал Обертальний момент, Н?м Діаметр перерізу вала, мм Розміри перерізу шпонки bxh, мм Глибина паза у валі t1, мм Глибина паза у маточині t2, ммМожливі форми конічної шестірні наведено на рис. Форму шестірні приймаємо такою, як наведена на рис. Можливі форми конічних прямозубих коліс наведено на рис. Конічне колесо z2 виготовляється із круглої заготовки і має кінцеві розміри dm=1,6? d2=1,6?32=51,2 мм, приймаємо dm=52 мм. Довжина маточини lm=1,2? l2=1,2?32=38,4 мм, приймаємо lm=40 мм.8.1 Розміри кріпильних болтів: фундаментних dф=0,036aw 12=0,036?150 12=17,56 мм, приймаємо болти М18; зєднувальних біля підшипників d1=0,7dф=15,4 мм, приймаємо М16; зєднувальних, що зєднують кришку з корпусом редуктора d2=0,6dф=0,6?22=13,2 мм, приймаємо М14;Зубчаті колеса змащуються простим способом - зануруваням їх у мастило. Рівень мастила вибираємо так, щоб щонайменше одна третя довжини зубця конічного колеса була занурена в мастило. Вязкість мастила вибираємо в залежності від колової швидкості коліс і значення контактного напруження. Внаслідок відносно невеликих колових швидкостей зубчатих коліс (V=2,439; 0,465) для змащення підшипників ковзання використовують пластичне мастило Літол - 24.
Список литературы
1. Анурьев В.И. Справочник инженера-машиностроителя. В 3 т. - М.: Машиностроение, 1979-1982. Т.1.-728 с.; Т.2.-559 с.; Т.3.-557 с.
2. Бочков В. Н. и др.. Детали машин: Атлас. - М., 1983. - 164 с.
3. Гарасюк Е. М., Калинин С. Г., Павлыще В. Т. Расчет элементов зубчатых редукторов. Методические указания. - Львов: ЛПИ, 1981. - 128 с.
4. Гузенков П.Г. Детали машин. - М.: Высшая школа, 1986. - 359 с.
5. Заблонський К. І. Деталі машин: Підручник. - Одеса: Астропринт, 1999. - 404 с.
6. Кудрявцев В. Н. Курсовое проектирование деталей машин. - Л.: Машиностроение, 1984. - 400 с.
7. Малащенко В. О., Павлише В. Т. Деталі машин. Збірник завдань та прикладів розрахунків. - Львів: НУЛП, 1999. - 116 с.
8. Чернавський С. А. и др. Проектирование механических передач. - М.: Машиностроение. 1984. - 560 с.
Размещено на .ru
Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность своей работы
