Вам нужна курсовая работа?
Интересует Механика?
Оставьте заявку
на Курсовую работу
Получите бесплатную
консультацию по
написанию
Сделайте заказ и
скачайте
результат на сайте
1
2
3

Спроектировать привод к цепному подвесному конвейеру

  • 35 страниц
  • 3 источника
  • Добавлена 30.12.2010
700 руб. 1 400 руб.
  • Содержание
  • Часть работы
  • Список литературы
1 ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
1.1 Выбор электродвигателя
1.3. Определение мощности на валах, частоты вращения валов и крутящих моментов на валах
2 РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ
2.1. Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи. Тихоходная ступень.
2.2 Расчет закрытой конической передачи. Быстроходная ступень
3 РАСЧЕТ ВАЛОВ
3.1 Расчет быстроходного вала
3.2 Расчет промежуточного вала
3.3 Расчет тихоходного вала.
4 ПОДБОР И РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ
4.1. Расчет подшипников быстроходного вала
4.2 Расчет подшипников промежуточного вала
4.3 Расчет подшипников тихоходного вала
5 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
5.1 Расчет шпоночного соединения быстроходного вала
5.2 Расчет шпоночного соединения промежуточного вала
5.3 Расчет шпоночного соединения тихоходного вала
6 ПОДБОР МУФТЫ
7 ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ СПОСОБА СМАЗКИ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ
ЛИТЕРАТУРА
Приложение А. Эскиз электродвигателя и муфты
Приложение В. Спецификации к графической части проекта

Фрагмент для ознакомления

ΣМА=0: или
Подставляя значения, получим

ΣМb = 0: или
Подставляя значения, получим кН.
ΣF(Y) = 0:


Строим эпюру изгибающих моментов М x.
Участок АC:
М x = Xa * Z,
Точка А: Z= 0, М x = 0Нм.
Точка С: Z= a, М x = Xa * a =1,13*48=54,24Нм.
Участок DВ:
М x = -Fм *Z,
Точка D Z= 0, М x = 0Нм.
Точка В: Z= c, М x =-2,4*70=-168Нм
Участок ВC:
М x = - Fм *(c+Z)+ Xb*Z,
Точка B Z= 0, М x = - Fм *c =-168Нм.
Точка C: Z= b, М x = - Fм *(c+b)+ Xb*b =
= - 2,4(70+90)+4,87*90=54,24Нм
Строим эпюру крутящего момента Тк.
Опасными являются сечения С и В (рис.3.3).
Опасное сечение С - место посадки колеса на вал.
Подставляя изгибающий момент Мх =54,24Нм, Мy =62,3Нм и диаметр
d =60мм в выражение (3.14) получим
МПа.
Подставляя крутящий момент Т= 371,2Нм и диаметр d =60мм в выражение (3.15) получим
МПа.
Полученные напряжения подставляем в выражение (3.13)
МПа.
Для прессовой посадки колеса на вал определяем отношение
(3.16)
где -общий коэффициент, учитывающий влияние размеров напрессованных деталей на сопротивление усталости, [2];
-коэффициент, учитывающий предел прочности материала вала;
- коэффициент, учитывающий давление в посадке.
(3.17)

=1 (при p>25МПа) -наихудший вариант.
Полученные напряжения подставляем в выражение (3.16)

Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 2,0 [2].
Проверяем условие (3.10)
МПа
15,4<24,2 - условие выполняется, поэтому уточненный расчет производить нет необходимости.
Прочность обеспечена.
Опасное сечение В - место посадки подшипника.
Подставляя изгибающий момент Мх =168Нм, и диаметр d =50мм в выражение (3.14) получим
МПа.
Подставляя крутящий момент Т= 371,2Нм и диаметр d = 50мм в выражение (3.15) получим
МПа.
Полученные напряжения подставляем в выражение (3.13)
МПа.
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения
Е = 0,75 [2].
Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 1,5.
Коэффициент концентрации напряжения ступенчатого перехода с галтелью Кσ = 1,5 [2].
Проверяем условие (3.10)
МПа
28,9<70 - условие выполняется, поэтому уточненный расчет производить нет необходимости. Прочность обеспечена.
4 ПОДБОР И РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ
4.1. Расчет подшипников быстроходного вала
4.1.1 Выбор типа подшипников
Для опор вала назначаем подшипники 7207 ГОСТ 27365-87. По таблицам определяем их размеры, динамическую и статическую грузоподъемность: d=35мм, D=72мм, В=18,5мм, Cr=48,4кН, Cor=32,5кН.
4.1.2. Расчет подшипника
Расчет подшипников на долговечность производят по формуле
(4.1)
где Lh- расчетная долговечность подшипника, ч.;
n - частота вращения вала, об/мин;
Cr- динамическая грузоподъёмность подшипника (берётся из справочных данных по подшипникам), кН;
Pr- эквивалентная нагрузка, кН;
Р- показатель степени, равный в соответствии с результатами экспериментов для шарикоподшипников p=3;
а1- коэффициент, учитывающий надежность работы подшипника;
а23- коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации;
[Lh] - требуемая долговечность подшипника (для редуктора она равна сроку службы передач t∑), принимаем [Lh] = 17520ч.
Нормальной надежностью подшипника считается величина, равная 0,9. Значение коэффициента а1 для такой надежности будет а1 = 1 [1].
Коэффициент а23 зависит от условий работы подшипника. Для обычных условий назначаем коэффициент а23 = 1,2 [1].
Эквивалентную радиальную нагрузку для радиальных широкоподшипников определяют по формуле.
Pr = (X *V *Fr +Y *Fa) *Кδ *Кt, (4.2)
где Pr – радиальная нагрузка (суммарная реакция в опоре), кН;
Fa – осевая нагрузка, кН;
X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок [1];
V – коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца относительно направления нагрузки;
Кδ – коэффициент безопасности, для редукторов и коробок передач,
Кδ = 1,2 –1,5; принимаем Кδ = 1,2 [1];
Кt – температурный коэффициент, вводимый при t >100 0 С,
принимаем Кt = 1,0 [1].
. Рассчитываем суммарные радиальные нагрузки в опорах А и В. Выявляем наиболее нагруженную, и по ней производим расчет на долговечность.
Радиальные нагрузки определяем по формуле
, или , (4.3)
где X, Y - реакции в опорах А и В в горизонтальной и вертикальной плоскостях, кН.
Подставляя значения, получим
кН, или кН.
Осевая нагрузка Fа = 0,1кН – направлена на опору А.
Расчет ведем по наиболее нагруженной опоре В.
При установке вала на радиально-упорных конических подшипниках в опоре возникают осевые составляющие от радиальных сил. Определим составляющую в опоре В.
SA=0,83*e*Rb, (4.4)
где е - коэффициент осевого нагружения, назначаем по таблицам ГОСТа е=0,37 [1].
Определяем значение SA=0,83*0,37*2,4=0,7кН.
Полная осевая нагрузка на опору А определится
FA= SA + Fa = 0,7 + 0,1 =0,8кН.
Определяем коэффициенты X и Y. Они зависят от отношения [3].
,
назначаем Х = 0,56; Y =1,6.

Полученные значения подставляем в выражение (4.2)
Pr = (0,56 *1 * 2,4 + 1,6 *0,1) *1,2 *1 = 1,8кН.
Рассчитываем подшипник в опоре В на долговечность по формуле (4.1)

Подшипник 7207 удовлетворяет условиям работы.

4.2 Расчет подшипников промежуточного вала
4.2.1 Выбор типа подшипников
Для опор вала назначаем подшипники 7205 ГОСТ 27365-87. По таблицам определяем их размеры, динамическую и статическую грузоподъемность: d=25мм, D=52мм, В=16,5мм, Cr=29,2кН, Cor=21,0кН.
4.2.2. Расчет подшипника
Рассчитываем суммарные радиальные нагрузки в опорах А и В. Выявляем наиболее нагруженную, и по ней производим расчет на долговечность.
Радиальные нагрузки определяем по формуле (4.3)
кН, или кН.
Осевая нагрузка Fа = 0,4+0,6=1кН – направлена на опору А.
Наиболее нагруженной является опора А.
При установке вала на радиально-упорных конических подшипниках в опоре возникают осевые составляющие от радиальных сил. Определим составляющие в опорах. Коэффициент осевого нагружени, назначаем по таблицам ГОСТа е=0,27 [1].
Определяем значение SA=0,83*0,27*1,7=0,38кН.
Полная осевая нагрузка на опору А определится
FA= SA + Fa = 1 + 0,38 =1,38кН.
Определяем коэффициенты X и Y. Они зависят от отношения [3].
, назначаем Х = 0,56; Y =1,4.
Полученные значения подставляем в выражение (4.2)
Pr = (0,56 *1 * 1,7 + 1,4 *1,38) *1,2 *1 = 3,5кН.
Рассчитываем подшипник на долговечность по формуле (4.1)

Подшипник 7207 удовлетворяет условиям работы.

4.3 Расчет подшипников тихоходного вала
4.3.1. Выбор типа подшипников
Назначаем подшипник 210 ГОСТ 27365-87. По таблицам определяем их размеры, динамическую и статическую грузоподъемность: d=50мм, D=90мм, В=20мм, Cr=35,1кН, Cor=19,8кН.
4.3.2. Расчет подшипника
Рассчитываем суммарные радиальные нагрузки в опорах А и В. Выявляем наиболее нагруженную, и по ней производим расчет на долговечность.
Радиальные нагрузки определяем по формуле
, или , (4.3)
где X, Y - реакции в опорах А и В в горизонтальной и вертикальной плоскостях, кН.
кН, или кН.
Осевая нагрузка Fа = 0,6кН.
Наиболее нагруженной является опора В..
Опора В. Определяем коэффициенты X и Y. Они зависят от отношения составляющих и относительной нагрузки [3].
- назначаем коэффициент осевого нагружения е = 0,26 [1]
, то Х = 1; Y =0.
Полученные значения подставляем в выражение (4.2)
Pr = (1 *1 * 4,87 ) *1,2 *1 = 5,8кН.
Рассчитываем подшипник на долговечность по опоре В, по формуле (4.1)

Подшипник 210 удовлетворяет условиям работы.
5 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
5.1 Расчет шпоночного соединения быстроходного вала
Условие прочности призматической шпонки на смятие будет иметь вид:
, (5.1)
где (см – напряжения смятия, МПа;
Т – вращающий момент, МН.м;
d – диаметр вала, м;
lр – рабочая длина шпонки, lр = l – b - для шпонок со скругленными торцами, м;
k – глубина врезания шпонки в ступицу, м;
[(]см – допускаемое напряжение на смятие, МПа.
Определяем рабочую длину шпонки из выражения (5.1)
, (5.2)
Для диаметра вала d =25мм выбираем шпонку сечением 8х7 и определяем рабочую длину шпонки. Подставляя крутящий момент Т=26,6Нм, глубину врезания к=4мм и допускаемое напряжение смятия [σсм] = 110 МПа [3] получим
м , l>0,008+0,002=0,010м.
Учитывая конструктивные особенности, назначаем: шпонку 8х7х56 ГОСТ 23360-78.

5.2 Расчет шпоночного соединения промежуточного вала
5.2.2 Расчет шпоночного соединения в месте посадки колеса на вал
Для диаметра вала d =36мм выбираем шпонку сечением 10х8.
Подставляя крутящий момент Т= 80Нм, глубину врезания к=4,5мм и допускаемое напряжение смятия [σсм] = 110 МПа [3] в формулу (5.2) получим
м , l>0,01+0,01=0,02м.
Учитывая конструктивные особенности, назначаем: шпонку
10х8х36 ГОСТ 23360-78.

5.3 Расчет шпоночного соединения тихоходного вала
5.3.1 Расчет шпоночного соединения на выходном конце вала
Для диаметра вала d =45мм выбираем шпонку сечением 14х9.
Подставляя крутящий момент Т= 310Нм, глубину врезания к=5,5мм и допускаемое напряжение смятия [σсм] = 110 МПа [3] в формулу (5.2) получим
м , l>0,03+0,014=0,044м.
Учитывая конструктивные особенности, назначаем: шпонку 14х9х80
ГОСТ 23360-78.

5.3.2 Расчет шпоночного соединения в месте посадки колеса на вал
Для диаметра вала d =60мм выбираем шпонку сечением 18х11.
Подставляя крутящий момент Т= 371,2Нм, глубину врезания к=6,5мм и допускаемое напряжение смятия [σсм] = 110 МПа [3] в формулу (5.2) получим
м , l>0,018+0,018=0,036м.
Учитывая конструктивные особенности, назначаем: шпонку 18х11х63
ГОСТ 23360-78.
6 ПОДБОР МУФТЫ
Для приближенного расчета вращающего момента Тк, нагружающего муфту в приводе, используют зависимость
Тк=К*Тн, (6.1)
где Тн – номинальный длительно действующий момент, Нм;
К – коэффициент режима работы.
При спокойной работе К = 1,1 -1,4 [3].

Для соединения электродвигателя с редуктором назначаем упругую втулочно-пальцевую муфту. Подставляя момент Тн = 19,91Нм и коэффициент режима работы К = 1,2 в выражение (6.1) получим
Тк = 1,2 *19,91= 24Нм.
По полученному моменту и диаметрам валов dэ = 28мм и d = 25мм назначаем муфту МУВП 63-25-1.1-28-1.2 ГОСТ 21424-75.

Для соединения редуктора с приводным валом назначаем жесткую цепную муфту. Подставляя момент Тн = 371,2Нм и коэффициент режима работы К = 1,2 в выражение (6.1) получим
Тк = 1,2 *371,2= 445,4Нм.
По полученному моменту и диаметрам валов d = 45мм назначаем муфту цепную 500-45-1.2 ГОСТ 20742-75
7 ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ СПОСОБА СМАЗКИ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ
Для смазывания червячных передач широко применяют картерную смазку. Этот способ смазывания применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5м/с. Окружную скорость колеса определяем по формуле
, (7.1)
где d – делительный диаметр, м/с;
n – частота вращения, об/мин.
Подставляем значения в формулу (7.1), получим м/с.

При вращении передачи масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, оттуда стекает в нижнюю его часть, внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе (масляный туман). Частицы масла накрывают поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Важное значение при смазывании передач имеет объем масляной ванны. От количества залитого масла зависит его старение и частота замены. Емкость масляной ванны, обычно назначают из расчета 0,35-0,7 л/кВт.
Для разрабатываемого редуктора – 4 л [1].
По окружной скорости и контактным напряжениям [σ]н = 807,7МПа назначаем марку масла И-Г-С-100: индустриальное, для гидравлических систем, с кинематической вязкостью 90-100 мм 2/с (сСт).
ЛИТЕРАТУРА

Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец.вузов.-8-е изд., перераб. и доп. М.: Издательский центр «Академия», 2004.
Решетов Д.Н. Детали машин - М.: Машиностроение, 1989.
Детали машин: Учебн. для вузов / Л.А. Андриенко, Б.А. Байков, И.И. Ганулич и др. под ред. О.А. Ряховского.-М.: изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2004.












Приложение А. Эскиз электродвигателя и муфты














Приложение В. Спецификации к графической части проекта












32







(3.12)



(3.12)

1.Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец.вузов.-8-е изд., перераб. и доп. М.: Издательский центр «Академия», 2004.
2.Решетов Д.Н. Детали машин - М.: Машиностроение, 1989.
3. Детали машин: Учебн. для вузов / Л.А. Андриенко, Б.А. Байков, И.И. Ганулич и др. под ред. О.А. Ряховского.-М.: изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2004.

Узнать стоимость работы