Проектирование привода ленточного конвейера - Курсовая работа

используя прил.1[1], выбираем асинхронный двигатель серии АИР, в закрытом исполнении. Частота вращения: 960 мин-1; 1.5 Находим фактическое передаточное число 1.6 Определяем частоту вращения последовательно на каждом валу 1.7 Определяем угловые скорости на валах2.1.1 Исходные данные мощность на ведущем валу N1=5,5 КВТ частота вращения ведущего вала n1=960 мин-1 передаточное число ведущего вала u=3,21 угол наклона к горизонту ?=45? регулирование натяжения ремня-периодическое число смен работ-2 режим работы-средний специальные требования-отсутствуют При отсутствии специальных требований принимаем для передачи резинотканевый ремень, как наиболее распространенный и экономичный. 2.1.3 Расчетный диаметр ведомого шкива с учетом нормативного коэффициента упругого проскальзывания ?=0,01 составит При округлении диаметров шкивов до стандартных величин изменяется передаточное число. При меньшем межосевом расстоянии увеличивается число пробегов ремня по шкивам и снижается его долговечность; при большом межосевом расстоянии растут габариты передачи и поперечные колебания ветвей ремня.2.2.1 Определяем ширину обода ведущего шкива 2.2.2 Определяем толщину обода для чугунных шкивов 2.2.3 Определяем основные параметры диска 2.2.4 Определяем основные параметры ступицы Определяем большую ось эмпирического сечения спицы у ступицы где Т - передаваемый шкивом крутящий моментСталь улучшенной обработки, твердость заготовки НВ 250, Предел прочности ?в = 790 МПА, предел текучести ?т = 640 МПА, предел выносливости ?-1 = 375 МПА; Сталь нормализованной обработки, твердость заготовки НВ 200, Предел прочности ?в = 600 МПА, предел текучести ?т = 320 МПА, предел выносливости ?-1 = 260 МПА; 3.1.2 Число циклов нагружения зубьев при стационарном нагружении механизма тр=10000 ч для зубьев шестерни: N1=60·n1·tp=60·299·10000=1,8·108 для зубьев колеса: N1=60·n2·tp=60·95·10000=5,7·107 n1 и n2-частота вращения соответственно шестерни и колеса, об/мин; 3.1.3 Контактные напряжения для шестерни: для колеса: где ?H lim b - предел выносливости зубьев при контактном нагружении, МПА; для шестерни , принимаем KHL=1;KH? - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (для прирабатывающихся зубчатых колес (термообработка - нормализация) KH? = 1,0); По полученному значению окружной скорости принимаем степень точности передачи равную 9 (таблица 1.4. KH? - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями (для прямозубых передач KH?= 1,1); KH? - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (для прирабатывающихся зубьев KH? = 1,0); YF - коэффициент формы зуба, определяется для зубьев шестерни и колеса (по таблице 1.6.[3]) в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни z?1 = z1/cos3? = 38/ cos3 9? =38,16 и колеса z?2 = z2/cos3? = 120· cos39? =120,5;для шестерни для колеса для шестерни 41,6 мм, принимаем по шестерне lct1=75 мм для колеса 68,6 мм, принимаем по шестерне lct2=72 мм 3.3.2 Наружный диаметр ступицы: для шестерни 1,6·53=84,8 мм принимаем dct1=53 мм, dct2=85 мм по стандартному ряду Ra40.Материалом для вала выбираем сталь 45, с твердостью не менее 240 НВ, диаметром заготовки не менее 120 мм и пределом прочности ?-1=360 МПА.Делаем эскизную компоновку (рисунок 1) редуктора и определяем его основные размерыСтроим схему сил, действующих на валы редуктора (рисунок 2)Стоим расчетную схему сил, действующих в вертикальной и горизонтальной плоскостях (рисунок 3). Рисунок 3-Схема сил, действующих в вертикальной и горизонтальной плоскостях Определяем реакции на опорах от сил в вертикальной плоскости: Проверка: ? х = 0; Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в вертикальной плоскостиСтоим расчетную схему сил, действующих в вертикальной и горизонтальной плоскостях (рисунок 3). Рисунок 4-Схема сил, действующих в вертикальной и горизонтальной плоскостях Определяем реакции на опорах от сил в вертикальной плоскости: Проверка: ? у= 0; Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в вертикальной плоскости5.1.1 Подбираем типоразмер подшипника. 5.1.2 По условиям эксплуатации подшипников принимаем коэффициент вращения V=1,0, коэффициент БЕЗОПАСНОСТИK?=1,3; температурный коэффициент KT=1,0; коэффициент надежности ?1=1,0. 5.1.3 Определяем отношение и по таблице 3.8[5] находим путем линейной интерполяции значение е. е=0,255.2.2 По условиям эксплуатации подшипников принимаем коэффициент вращения V=1,0, коэффициент БЕЗОПАСНОСТИK?=1,3; температурный коэффициент KT=1,0; коэффициент надежности ?1=1,0. 5.2.3 Определяем коэффициенты минимальной осевой нагрузки при для первого подшипника для второго подшипника 5.2.4 Определяем осевые составляющие от радиальных сил для первого подшипника для второго подшипника 5.2.7 Определяем коэффициенты радиальной Хи осевой Y нагрузок для каждого подшипникаВыбираем упругую втулочно-пальцевую муфту (ГОСТ 21424-93). где Т-входящий крутящий момент на муфте; Номинальный крутящий момент, Н·м 7107.1 Шпоночное соединение представляет собой шпонк

Содержание

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

2. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Определение основных параметров передачи

2.2 Определение конструктивных размеров шкивов

3. РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Выбор механических характеристик материалов передачи и определение допускаемых напряжений

3.2 Определение основных параметров передачи

3.3 Определение конструктивных размеров зубчатых колес и выполнение рабочего чертежа зубчатого колеса

4. РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

4.1 Выбор материала валов и определение допускаемых напряжений

4.2 Компоновка редуктора

4.3 Выполнение пространственной схемы сил, действующих на валы редуктора

4.4 Расчет быстроходного вала редуктора

4.5 Расчет тихоходного вала редуктора

4.6 Определение конструктивных размеров валов и выполнение рабочего чертежа тихоходного вала редуктора

5. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ РЕДУКТОРА

5.1 Подбор подшипников качения для быстроходного вала

5.2 Подбор подшипников качения для тихоходного вала

6. ВЫБОР МУФТЫ

7. ПОДБОР ПРИЗМАТИЧЕСКИХ ШПОНОК И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ИХ НА СМЯТИЕ

8. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА В ОПАСНОМ СЕЧЕНИИ

9. СМАЗКА РЕДУКТОРА

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

ПРИЛОЖЕНИЕ

1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Определяем мощность на рабочем валу конвейера

4,5·1,0=4,5 КВТ, где Ft - окружное усилие, КН. u - окружная скорость, м/с;

1.2 Определяем общий КПД привода

, таблица 4 [1]. к.п.д. закрытой цилиндрической передачи.

0,98 к.п.д. подшипников качения.

0,99 к.п.д. ременной передачи.

0,96 к.п.д. муфты сцепления

0,98

0,96·0,99·0,98·0,98=0,913;

1.3 Определяем мощность на валу электродвигателя

;

1.4 По расчетной мощности

1. Сметанин А.С. энергетические и кинематические параметры приводов машин: методические указания и справочные материалы к курсовому проектированию / А.С. Сметанин, Е.О. Орленко, Е.А. Богданов, Т.В. Цветкова. -2-е изд.,- Архангельск: Издательство АГТУ, 2006.-61с.

2. Е.А. Богданов, А.С. Сметанин, Е.О. Орленко. Расчет и конструирование механических передач с гибкой связью: Методические указания и справочные материалы к курсовому и дипломному проектированию. -2-е изд.,- Архангельск: Издательство АГТУ, 2004.-73с.

3. Прокофьев Г.Ф. Механические передачи: учебное пособие / Г.Ф. Прокофьев, Н.И.Дундин, Н.Ю.Микловцик. Архангельск: Издательство АГТУ, 2005.-210с.

4. Г.Ф. Прокофьев, Н.И.Дундин, Н.Ю.Микловцик. Валы и оси. Муфты. Шпоночные и шлицевые соединения. Учебное пособие. Архангельск: Издательство АГТУ, 2003-104с.

5. Г.Ф. Прокофьев, Н.И.Дундин, Н.Ю.Микловцик. Подшипники. Смазка и смазочные устройства. Уплотнения: Учебное пособие.- Архангельск: Издательство АГТУ, 2004.- 140с.

6. Основы конструирования: учебное пособие./ Г.Ф. Прокофьев, И.И. Иванкин, И.Ю. Королев, Т.В. Цветкова.- Архангельск: Издательство АГТУ, 2006.- 187с.

Размещено на