Вибір електродвигуна, кінематичний і силовий розрахунок приводу та клинопасової передачі. Проектування одноступінчатого редуктора з косозубою циліндричною передачею. Підбирання шпонок, перевірка їх з’єднань, орієнтовний розрахунок валів, змащення приводу.
Аннотация к работе
Проектування приводу стрічкового конвеєра Зпроєктувати привод стрічкового конвеєра якщо задано: Ft =3,3КН-тягове зусилля на стрічці ведучого барабана;При обертанні коліс олива захоплюється зубцями, розбрискується і потрапляє на стінки корпуса і на вальниці кочення. Принцип призначення сорту оливи наступний: чим вищий контактний тиск в зубцях тим більшою вязкістю повинна володіти олива.Визначаємо загальний коефіцієнт корисної дії (ККД) приводу: де :-ККД ланцюгової (0,94…096), відкритої пасової передачі (0,92…0,95); - ККД редуктора; Визначаємо ККД редуктора: де: - ККД закритої зубчатої передачі з циліндричними колесами (0,96…0,98); Вибираємо електричний двигун асинхронний потужністю Рдв=11КВМ, моделі ЧАР160М8У3 (табл. Геометричні параметри вибраного електродвигуна рис.1 приймаємо з табл.2. Знаходимо передаточне відношення для пасової або ланцюгової передачіПри Р1=11 KBM, n1=750хв-1 за табл.3 призначаємо пас з перерізом Б з таблиці 5 за швидкістю паса вибираємо менший діаметр шківа d1=180 мм номінальну потужність одного паса р0=4,66 Квт. Діаметр веденого шківа де: - коефіцієнт пружного ковзання паса по шківу приймаємо , із стандартного ряду 50, 63, 80, 90, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280, 320, 380, 400, 450, 500, 560, 710, 800, 900. Перевіряємо швидкість пробігу паса Обчислюємо розрахункову потужність Рр яку може передати один пас перерізу Б, де: коефіцієнт куту обхвату, Таблиця - Для клинових пасів кутом обхвату на меншому шківу Приймаємо коефіцієнт довжини паса табл.3 коефіцієнт який враховує передатне співвідношення визначається по графіку рис.2 , якщо передатне співвідношення >3 тоді 1,14.Допустимі контактні напруження: Допустиме контактне напруження шестерні де - коефіцієнт безпеки при ТО: поліпшення еквівалентне число циклів зміни напружень за строк служби передачі, - частота обертання шестерні; Допустиме контактне напруження колеса приймаємо , приймаємо , - базове число циклів зміни напружень при згині, - еквівалентне число циклівнапружень, - коеф. еквівалентності на згин, - базоваграницявитривалості при згині, Колесо: - приймаємо . Визначаємо колову швидкість і призначаємо ступінь точності передачі: При можна приймати 9-й ступінь точності передачі, однак для зменшення динамічного навантаження на зуби приймаємо 8-й ступінь точності.Діаметр ведучого швидкохідного вала редуктора: Приймаємо діаметр вихідного кінця вала рис.6. Приймаємо діаметр вала під манжетне ущільнення , діаметр вала під підшипники , діаметр для забезпечення висоти упорного буртика 4 мм, для посадки конічного роликового підшипника середньої серії. Приймаємо діаметр вала під манжетне ущільнення , діаметр вала під підшипники , діаметр вала під посадку ступиці зубчатого колеса , діаметр буртика для упору зубчатого колеса . Діаметр болтів для кріплення кришок підшипників до редуктора приймаємо , для швидкохідного та тихохідного валів. Визначаємо відстань і за довжиною осі вала від точки прикладення сил, Що виникають у зубчатому зачепленні, до точок прикладення опорних реакцій, які орієнтовно приймаємо на рівні внутрішніх торців підшипників у точках А і В осі вала: а) тихохідний вал: , приймаємо б) швидкохідний вал: , приймаємоРозміри шпонок залежать від діаметру вала їх підбирають з стандартного ряду за таблицями і перевіряють розрахунком зєднання на зминання. Довжину шпонки беремо з ряду стандартних довжин так, щоб вона була меншою від довжини посадочного місця вала на 3…10 мм і була в межах граничних розмірів довжин шпонок табл. Допустимі напруження зминання, коли передбачають посадку пів муфти виготовленої з сталі . Розрахункове напруження зминання: Отже приймаємо шпонку ГОСТ 23360-78 Довжину шпонки беремо з ряду стандартних довжин так, щоб вона була меншою від довжини посадочного місця вала на 3…10 мм і була в межах граничних розмірів довжин шпонок табл.Підшипники кочення вибираємо за таблицями стандарту залежно від розмірів та напряму діючих на підшипник навантажень; діаметру вала на який насаджується підшипник, характеру навантаження, кутової швидкості обертового кільця підшипника, бажаного строку служби підшипника. Визначаємо навантаження, що діють на підшипники: осьова сила радіальна сила Оскільки то підшипник добираємо за опорою В як найбільш навантаженою. Визначаємо осьові складові реакції конічних підшипників табл.22 , при фактору навантажень : Знаходимо сумарні сумарні осьові навантаження оскільки , то і Призначаємо і визначаємо значення коефіцієнтів. табл. Обчислюємо потрібну динамічну вантажопідйомність (вантажопідйомну силу) підшипника: де: - еквівалентне динамічне навантаження, НДля змащення передач призначаємо так звану картерну систему мащення, яка здійснюється шляхом занурення зубчастих коліс в оливу. При обертанні коліс олива захоплюється зубцями, розбрискується і потрапляє на стінки корпуса і на вальниці кочення. Дана система мащення використовується при колових швидкостях зубчастих колісвід 0,3 до 12,5 , що відповідає коловій швидкості косозубого колеса: , що є в межах норми.
План
Зміст
Завдання на проектування
Вступ
1. Вибір електродвигуна та кінематичний і силовий розрахунок приводу
2. Розрахунок клинопасової передачі
3. Проектування одноступінчатого редуктора з косозубою циліндричною передачею
4. Орієнтовний розрахунок валів.
5. Підбирання шпонок і перевірка шпонкових зєднань