Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 52
Московский ордена Ленина, ордена Октябрьской Революции и ордена Трудового Красного Знамени Государственный Технический Университет имени Н. Э. Баумана Факультет КМК
Кафедра К3-КФ
Проектирование привода цепного транспортера. Студент _______________ (Бедняшов Р.В.)
Группа МСХ-62 Консультант _______________ (Комаров И.А.)
г. Калуга 2005
Содержание
2. Кинематическая схема привода ленточного конвейера 4
4. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода 7
5. Проектный и проверочный расчёт зубчатых передач 9
6. Определение диаметров валов 20
7. Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности. 21
8. Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость 23
9. Выбор и расчёт шпоночных соединений 26
1. Общий коэффициент полезного действия: 2. Мощность электродвигателя: где Ft
= 5300 Н – окружное усилие на барабане; v = 0,68 м/с – скорость цепей транспортёра; По таблице определяем, что Рэл
= 7,5 кВт. 3. Частота вращения приводного вала: где n4
– частота вращения приводного вала [мин-1
]; 4. Частота вращения э/д: где n΄эд
– предварительная частота вращения э/д [мин-1
]; Uобщ
– общее передаточное число; Uт
=4 Принимаем nэд
= 730 мин-1
. Выбираем тип э/д 4А160S8/730, который имеет следующие параметры: Рэд
= 7,5 кВт, nэд
= 730 мин-1
. Определим мощности
: где Определим частоту вращения
: где Определим крутящие моменты
: где Результаты расчётов занесём в таблицу 1. Таблица 1. Вал Мощность Частота вращения Крутящий момент 1 2,18 750 27,7 2 2,09 172,5 115,76 3 2,01 43,13 444.5 4 1.91 43,13 422,4 5. Проектный и проверочный расчёт зубчатых передач
Материал колеса и шестерни – сталь 45 улучшение. Таким образом, учитывая, что термообработка зубчатых колёс – улучшение, по таблице 3.1 имеем: для шестерни: для колеса: где Определим коэффициенты приведения на контактную выносливость Определим число циклов перемены напряжений. Числа циклов Определим суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни и колеса соответственно: Так как Так как Найдём эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на изгибную выносливость: Так как Так как Определим допускаемые напряжения для расчётов на выносливость. По таблице 4.3 находим, что где Определим допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба при неограниченном ресурсе передачи: Проверим передачу на контактную выносливость и изгибную выносливость: Выбираем допускаемое контактное напряжение как меньшее из значений: Принимаем Определим предварительное значение межосевого расстояния: где ψа
= 0,4 – коэффициент ширины тихоходной ступени. Найдём коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость по формулам: где Коэффициент Принимаем а = 250 мм Определяем рабочую ширину колеса: Ширина шестерни: Вычислим модуль передачи по формуле: Определим минимально возможный угол наклона зуба Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев: Определяем действительное значение угла Найдём число зубьев шестерни Найдём фактическое передаточное число передачи: Проверим зубья колёс на изгибную выносливость. Для колеса получим: Сравниваем полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев колеса: Для шестерни: где Сравним полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев шестерни: Определим диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно. где Вычислим диаметры окружностей вершин зубьев Материал колеса и шестерни – сталь 45. Таким образом, учитывая, что термообработка зубчатых колёс и шестерни – улучшение, имеем: для шестерни
:, для колеса
:, где Определим твёрдость зубьев шестерни и колеса: Определим коэффициенты приведения на контактную выносливость Определим число циклов перемены напряжений. Определим суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни и колеса соответственно: где Числа циклов Определим эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на контактную выносливость: где Так как Определим эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на изгибную выносливость: где Так как Определим допускаемые напряжения для расчётов на выносливость. По таблице 4.3 находим для шестерни
: для зубчатого колеса
: где Определим предельные допускаемые контактные и изгибные напряжения: где Проверим передачу на контактную выносливость: Принимаем допускаемое контактное напряжение как меньшее значение: Определим коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость по формулам: где Относительная ширина зубчатого венца находится по формуле По таблице 5.2. и 5.3, схемы 2 расположения зубчатых колёс относительно опор и варианта соотношения термических обработок “a” находим Тогда Значения Коэффициент Принимаем 8-ю степень точности изготовления передачи находим, что Теперь находим значения коэффициентов нагрузки Определим коэффициент ширины быстроходной ступени Определяем рабочую ширину колеса: Ширина шестерни: Вычислим модуль передачи по формуле: где Определим минимально возможный угол наклона зуба Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев: Определяем действительное значение угла Найдём число зубьев шестерни Найдём фактическое передаточное число передачи: Проверим зубья колёс на изгибную выносливость. Для колеса получим: Сравниваем полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев колеса: Определим диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно. где Проверка Вычислим диаметры окружностей вершин зубьев Определим силы, действующие на валы зубчатых колёс. Окружную силу на среднем находим по формуле: Осевая сила на шестерне: Радиальная сила на шестерне: Определим диаметр быстроходного вала шестерни: Определим диаметр посадочной поверхности подшипника: Определим диаметры промежуточного вала: Определим диаметр тихоходного вала: 7. Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности
Для тихоходного вала редуктора выберем роликоподшипники конические однорядные средней серии Найдём: Определяем радиальные силы действующие в подшипниках: Определяем минимальные осевые нагрузки для подшипников: Определяем осевые реакции в опорах: Принимаем, что Fа1
= S1
= 114.5 Н, тогда из условия равновесия Определяем эквивалентную нагрузку для 1ой
опоры: Отсюда Определяем эквивалентную нагрузку для 2ой
опоры: Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку Рассчитаем ресурс принятых подшипников, (расчет выполняется по 2ой
более нагруженной опоре): Подбираем подшипник на быстроходном валу: Подшипник роликовый радиально-упорный N7306A, С = 52800 кН, С0
= 39000 кН, Nпрж
= 7500, Nпрп
= 5600, d = 30 мм, D = 72 мм, B = 20.75 мм Подбираем подшипник на промежуточном валу: Подшипник роликовый радиально-упорный N7307A, С = 68000 кН, С0
= 50000 кН, Nпрж
= 6700, Nпрп
= 5000, d = 35 мм, D = 80 мм, B = 22.75 мм Проведём расчёт тихоходного вала. C
A
B
Определяем расчётный коэффициент запаса прочности S в опасном сечении и сравниваем его с допускаемым значением(1,3….2.1) Где Расчёт шпоночных соединений заключается в проверке условия прочности материала шпонки на смятие. 1. Соединение быстроходного вала со шкифом. Имеем: Определяем рабочую длину шпонки : Условие прочности: Определение длины шпонки: Принимаем шпонку: 2. Соединение промежуточного вала с зубчатым колесом. Имеем: Определяем рабочую длину шпонки : Условие прочности: Определение длины шпонки: Принимаем шпонку: 3. Соединение тихоходного вала и приводного вала с муфтой . Берём шпонку: 4. Соединение тихоходного и зубчатого колеса. Имеем: Определяем рабочую длину шпонки : Условие прочности: Определение длины шпонки: Принимаем шпонку: 1. П.Ф. Дунаев О.П. Леликов, “Конструирование узлов и деталей машин”, Москва, “Высшая школа”, 1985 г. 2. Д.Н. Решетов “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1989 г. 3. Р.И. Гжиров “Краткий справочник конструктора”, “Машиностроение”, Ленинград, 1983 г. 4. Атлас конструкций “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1980 г. 5. Л.Я. Перель, А.А. Филатов Справочник “Подшипники качения”, Москва, “Машиностроение”, 1992 г. 6. А.В. Буланже, Н.В. Палочкина, Л.Д. Часовников Методические указания по расчёту зубчатых передач редукторов и коробок скоростей по курсу “Детали машин”, часть 1, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1980 г. 7. В.Н. Иванов, В.С. Баринова “Выбор и расчёты подшипников качения”, методические указания по курсовому проектированию, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1981 г.
|