• RU
  • icon На проверке: 6
Меню

Привод ленточного питателя вариант №1

  • Добавлен: 25.10.2022
  • Размер: 4 MB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Привод ленточного питателя вариант №1

Состав проекта

icon
icon spetsifikatsia_1.dwg
icon chertezhi-2.dwg
icon chertezhi-1.dwg
icon zapiska-3.doc

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon spetsifikatsia_1.dwg

spetsifikatsia_1.dwg
С16-4А - 02.00.00 СБ
Пояснительная записка
Болт М6х16 ГОСТ 7798-70

icon chertezhi-2.dwg

Схема вентиляции линии
Диаметр делительной окружности
Принципиальная схема установки смягчения
Фланец с крышкой М1:2
Схема участка солерастворения
Натрий-катионитовый фильтр I ступени M1:10
Натрий-катионитовый фильтр II ступени M1:10
Редуктор цилиндрический
Техническая характеристика
Передаточное число u=10. 2.Вращающий момент на выходном валу T=374 Hм. 3.Число оборотов быстроходного вала n=409обмин.
Cталь 40Х ГОСТ 4543-81
Обозначение чертежа сопряженного колеса
Степень точности по ГОСТ 3675-81
Делительный угол подъема
кроме мест указанных особо.
*Размеры для справок.
Радиусы скруглений 2 мм max.
Неуказанные предельные отклонения -H14
Степени точности по ГОСТ 3675-81
Коэффициент смещения
Число заходов червяка
Cталь 45 ГОСТ 1050-88
HВ 260 285. 2. Неуказанные предельные отклонения размеров: отверстий H14
Крышка входного вала сквозная
Гайка М14 ГОСТ 5915-70
Подшипники ГОСТ 27365-87
Шпонки ГОСТ 23360-78
Кольцо мазеудерживающее
Крышка выходного вала сквозная
Крышка входного вала глухая
Крышка выходного вала глухая
Кольцо уплотнительное
Винт М4х8 ГОСТ 1491-80
Винт М8-6gx16.58 ГОСТ 11738-84
Прокладка регулировочная
Манжеты ГОСТ 8752-70

icon chertezhi-1.dwg

Схема вентиляции линии
Диаметр делительной окружности
Принципиальная схема установки смягчения
Фланец с крышкой М1:2
Схема участка солерастворения
Натрий-катионитовый фильтр I ступени M1:10
Натрий-катионитовый фильтр II ступени M1:10
Редуктор цилиндрический
Техническая характеристика
Передаточное число u=10. 2.Вращающий момент на выходном валу T=374 Hм. 3.Число оборотов быстроходного вала n=409обмин.
Cталь 40Х ГОСТ 4543-81
Обозначение чертежа сопряженного колеса
Степень точности по ГОСТ 3675-81
Делительный угол подъема
кроме мест указанных особо.
*Размеры для справок.
Радиусы скруглений 2 мм max.
Неуказанные предельные отклонения -H14
Степени точности по ГОСТ 3675-81
Коэффициент смещения
Число заходов червяка
Cталь 45 ГОСТ 1050-88
HВ 260 285. 2. Неуказанные предельные отклонения размеров: отверстий H14
Крышка входного вала сквозная
Гайка М14 ГОСТ 5915-70
Подшипники ГОСТ 27365-87
Шпонки ГОСТ 23360-78
Кольцо мазеудерживающее
Крышка выходного вала сквозная
Крышка входного вала глухая
Крышка выходного вала глухая
Кольцо уплотнительное
Винт М4х8 ГОСТ 1491-80
Винт М8-6gx16.58 ГОСТ 11738-84
Прокладка регулировочная
Манжеты ГОСТ 8752-70

icon zapiska-3.doc

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИИ
УРАЛЬСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ЛЕСОТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО ПИТАТЕЛЯ
РАСЧЕТНО – ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
студент группы ИАТТС – 23
Руководитель проекта:
РАСЧЕТ ЭНЕРГОСИЛОВЫХ И КИНЕМАТИЧЕСКИХ
1 Выбор электродвигателя
Мощность на валу рабочего органа машины
F – окружное усилие на барабане ;
V – скорость ленты;
Рвых = 2506 = 15 кВт
Частота вращения вала рабочего органа машины
Расчетная требуемая мощность электродвигателя
где Σ – общий КПД привода
- КПД червячной передачи редуктора; 2 = 08
- КПД ременной передачи; 3 = 095
- КПД пары подшипников качения; 4 = 099
- количество пар подшипников в приводе;
Рдв.расч.=15072=2075 кВт
Диапазон частот вращения вала электродвигателя рассчитывается по формулам
nдв.min =nвыхиред.minuРП min = 40982=654 обмин
nдв.mах =nвыхиред.mахuРП mах = 409504=8180 обмин
Из каталога электродвигателей выбираем электродвигатель 4А100L6У3 ГОСТ 19623-84 мощностью Рэл.=22 кВт и асинхронной частотой вращения n=950 обмин.
2 Расчет передаточного числа привода и его разбивка
Суммарное передаточное число привода
- передаточное отношение редуктора;
- передаточное отношение ременной передачи
Принимаем для редуктора стандартное передаточное число: u1=10
тогда передаточное число ременной передачи
u2= u u1=232310=2323
3 Определение основных кинематических и энергетических параметров переда привода
Р2=Р134 =22095099 = 209 кВт
Р3=Р21224 =209098080992 = 16 кВт
Расчет оборотов на отдельных элементах привода.
n1 = nдв. = 950мин-1
с-1 что соответствует заданному
Расчет моментов на отдельных элементах привода
Диаметры валов из расчета по условию прочности вала на чистое кручение
Результаты расчетов заносим в таблицу 1
Таблица 1 Сводная таблица параметров передач привода
ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ТЕРМООБРАБОТКИ И
ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Для изготовления вала-червяка назначаем сталь 40Х с термообработкой улучшение плюс закалка ТВЧ твердостью 45 53 HRCЭ.
Материал колеса выбирается в зависимости от скорости скольжения которую предварительно можно определить по формуле
По табл. 2.6 [1] применяем оловянную бронзу БрО5Ц5С5 с отливкой в кокиль с пределом прочности в = 200 МПа и пределом текучести т=90 МПа.
Допускаемые напряжения
сv - коэффициент учитывающий интенсивность изнашивания материала колеса выбираем по таблице 2.7[1]. сv = 088
Результаты вычислений заносим в таблицу 2.
Таблица 2 – Сводная таблица механических характеристик материалов червячной передачи
РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ
1 Проектный расчет. Расчет геометрии.
Ориентировочное значение межосевого расстояния w a определяется
из условия контактной выносливости зубьев по зависимости
Принимаем стандартное значение межосевого расстояния по табл. 3.18 [1]
Количество витков червяка определяем по табл. 3.19 [1]
Число зубьев червячного колеса
Z2 = Z1u = 4 10 = 40
Рис. 2 Геометрические параметры червячной передачи
Модуль зацепления определяем из условия
Принимаем стандартное значение модуля т = 4 мм
Коэффициент диаметра червяка q следует выбирать исходя из условия жесткости червяка по приближенной зависимости
qmin 0212 025Z2 =(0212 025)40 = (848 10)мм
принимаем стандартное значение коэффициента диаметра червяка
Коэффициент смещения инструмента x определяется по формуле
Уточняем фактическое передаточное число
что соответствует заданному
Фактическое значение межосевого расстояния
аw = 05m(q + Z2) = 054(10+40) = 100 мм
что соответствует ранее найденному
Делительный диаметр червяка d1 определяется по формуле
d1 q m = 10 4 = 40 мм
Диаметр вершин витков червяка da1 определяется по формуле
da1 = d1 + 2m = 40 +24 = 48 мм
Диаметр впадин витков червяка df 1 определяется по формуле
df1 = d1 – 24m = 40 -244 = 304 мм
Делительный угол подъема линии витков червяка определяется по
Длина нарезаемой части червяка:
b1 = (10+Z1)m = (10+4)4 = 56 мм
Делительный диаметр червячного колеса
d2 = mz2 = 4 40 = 160 мм
Диаметр вершин зубьев червячного колеса
da2 = d2 + 2m = 160 +24 = 168 мм
Наибольший диаметр червячного колеса
Диаметр впадин зубьев червячного колеса
df2 = d2 – 24m = 160 -244 = 1504 мм
Ширина венца червячного колеса
b2 = 0315aw = 0315100 = 315 мм
принимаем b2 = 32 мм
Условный угол обхвата червяка венцом колеса
2 Проверочный расчет зубьев колеса на выносливость
по контактным напряжениям
Поверхностная прочность зубьев колеса ниже чем витков червяка.
Поэтому проверочному расчету на выносливость по контактным
напряжениям подвергают зубья червячного колеса по условию
Фактическое контактное напряжение
где Т2 – крутящий момент на колесе Т2 = 374 Нм
KН – коэффициент нагрузки в зоне контакта зубьев.
Коэффициент нагрузки в зоне контакта зубьев рассчитывается по
где K – коэффициент учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по длине контактной линии;
Kv – коэффициент учитывающий внутреннюю динамическую
нагрузку Kv = 11 (таблица 3.24 [1]).
Уточняем скорость скольжения
мс (таблица 3.23 [1]).
По скорости определяем степень точности передачи – 7
Коэффициент учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по длине контактной линии определяется по формуле
– коэффициент деформации червяка по табл. 3.22 [1] = 70
Таким образом коэффициент нагрузки
и контактное напряжение
Условие не выполняется поэтому для червячного колеса сохраняя все размеры подбираем более прочный материал БрО10Ф1 у которого:
предел прочности в = 275 МПа и предел текучести т=200 МПа.
сv - коэффициент учитывающий интенсивность изнашивания материала колеса выбираем согласно уточненной скорости скольжения VS=65 мс по таблице 2.7[1]. сv = 086
Таким образом для данного материала колеса соблюдается условие
Запас прочности зубьев колеса по контактным напряжениям
3 Проверочный расчет зубьев колес на выносливость по напряжениям изгиба.
Проверочный расчет зубьев червячного колеса на выносливость по
напряжениям изгиба выполняют по зависимости
Фактическое напряжение изгиба
где Т2 – крутящий момент на колесе Т2 = 1028 Нм
KF – коэффициент нагрузки при изгибе KF= KН=146
YF – коэффициент формы зуба колеса
Коэффициент формы зуба выбирают в зависимости от эквивалентного числа зубьев
По таблице 3.25 [1] YF = 145
Тогда напряжение изгиба
4 Определение сил в зацеплении червячной передачи
Результаты вычислений заносим в таблицу 3 параметров
Таблица 3 Сводная таблица параметров червячной передачи
РАСЧЕТ УЗЛОВ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
1 Предварительный выбор подшипников качения
Для ведущего вала предварительно выбираем подшипники роликовые конические однорядные легкой серии марки 7206А ГОСТ 27365-87:
d=30мм; D=62мм; Т=175мм; B=16мм; е=037; Y=16; C=38000H; С0=25500H.
Для ведомого вала предварительно выбираем подшипники роликовые конические однорядные легкой серии марки 7208А ГОСТ 27365-87:
d=40мм; D=80мм; Т=20мм; B=18мм; е=037; Y=16; C=58300H; С0=40000H.
2. Определение реакций и изгибающих моментов
Действующие нагрузки были определены ранее:
Сила действующая на вал от муфты
Размеры определяем по чертежу
Определяем опорные реакции
в горизонтальной плоскости
RAx= RBx=Ft12=06452=03225 кН
в вертикальной плоскости
ΣМВ=0 Fм( l1+ l3)-RAy l3+ Fr l2 – Fa1d12
отсюда ΣМА=0 Fм l1+RВy l3- Fr l2 – Fa1d12
Суммарные реакции опор
Ми=RAx l2=03225008=00258 кНм
Ми=FMl1=01790075=0013кНм
Ми1=FM(l1+ l2)-RAy l2=0179(0075+008)-0336008=0 кНм
Ми2= RBy l2=0311008=0025 кНм
Суммарный изгибающий момент в средине червяка
Эквивалентный момент в средине червяка
По данным расчетов производим построение эпюр моментов
3. Проверочный расчет подшипников на долговечность
по динамической грузоподъемности
Вал установлен на роликовых конических подшипниках 7206А ГОСТ 27365-87: е=037; Y=16; C=38000H; С0=25500H.
Расчетная долговечность подшипников определяется по формуле:
где р=103 - для роликоподшипников
- эквивалентная динамическая нагрузка.
Здесь V=1 для вращения внутреннего кольца подшипника
[1 табл. 9.19] – коэффициент безопасности
[1 с.212] – температурный коэффициент.
66 кН 0448 кН – реакции опор определены ранее.
Определим осевые составляющие сил воздействующих на подшипники.
Принимаем -0138+0143=0005 кН.
Найдем соотношения для определения коэффициентов сил в формулах приведенных нагрузок.
05(10448)=0038e=037. Для этого случая X=1; Y=0 [1 табл.9.18].
05(10466)=00307e=037. Здесь также X=1; Y=0 [1 табл.9.18].
Долговечность пары подшипников определяем по наиболее нагруженному из них.
ч.>ч где 10000ч – минимально допустимый срок службы подшипников в зубчатых редукторах [4].
4. Расчет валов на усталостную прочность
При совместном действии напряжения на кручения и изгиба запас усталостной прочности вала в опасном сечении:
запас усталостной прочности только по изгибу;
запас усталостной прочности только по кручению;
Пределы усталости материала вала – из справочников по материалам или по приближенным формулам:
предел прочности материала;
Масштабный фактор для валов:
- из углеродистых сталей:
- из легированных сталей
Фактор качества поверхности вала можно принять:
для шлифованной поверхности в расчетном сечении;
- для поверхностей в расчетном сечении после чистовой токарной обработки ( мкм) – меньшее значение для сталей МПа.
При расчете валов переменные составляющие циклов напряжений можно принять:
Mиi и Mкрi - соответственно изгибающий и крутящий момент в i-м сечении вала
Wxi и Wpi - соответственно осевой и полярный момент сопротивления сечения.
Величины коэффициентов коррекции влияния постоянных составляющих цикла напряжений на усталостную прочность можно принять:
- для низкоуглеродистых сталей:
- для среднеуглеродистых сталей:
- для легированных сталей:
Значение эффективных коэффициентов концентрации напряжений при изгибе (K) и кручении (K) можно назначить по таблице 12.1.
При недостаточной величине коэффициента запаса усталостной прочности (n15) необходимо либо принять другую сталь для вала либо изменить конструктивные параметры вызывающие увеличенные значения коэффициентов концентрации напряжений (K K) изменить способ соединения деталей на валу и др.
Проверку по статической прочности вала в сечении производят с целью предупреждения пластической деформации с учётом перегрузок (например при пуске исполнительного устройства):
[]08т – здесь т предел текучести материала вала.
Материал вала – сталь 40Х термическая обработка – улучшение.
МПа предел прочности материала.
Опасное сечение при передаче крутящего момента в сечение установки червяка.
Концентрацию напряжения вызывает наличие шпон паза.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба;
Значение эффективного коэффициента концентрации напряжений при изгибе (K) определяем по таблице 12.1.
Масштабный фактор для валов так как сталь 40Х – среднеуглеродистая:
М1=37*10-5*202- 86*10-3*20 + 1038=088
Фактор качества (n) поверхности вала можно принимаю:
- для поверхностей в расчётном сечении после чистовой токарной обработки.
Величины коэффициентов коррекции влияния постоянных составляющих цикла напряжений на усталостную прочность можно принять для стали 45:
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:
Значения эффективного коэффициента концентрации напряжений при кручении (K)
Масштабный фактор для валов так как сталь 45 – среднеуглеродистая:
М1=37*10-5*202- 86*10-3*20 + 1038=088
Фактор качества поверхности вала можно принимаем:
- для поверхностей в расчётном сечении после чистовой
При совместном действии напряжений кручения и изгиба запас усталостной прочности вала в опасном сечении:
Проверка по статической прочности вала в сечении:
a1= 12900800=1405 Нмм2а1= 05*129001600=878 Нмм2
Материал вала – сталь 45 термическая обработка – улучшение.
Опасное сечение при передаче крутящего момента в сечение (2-2) установки зубчатого колеса на третьем валу.
Значение эффективного коэффициента концентрации напряжений при изгибе (K) определяем по таблице 12.1. (методички)
М3=37*10-5*462 - 86*10-3*46 + 1038=072
Фактор качества () поверхности вала можно принять для шлифованной поверхности в расчетном сечении:
Значения эффективного коэффициента концентрации напряжений при кручении (K)определяется по таблице.
Фактор качества поверхности вала можно принять для шлифованной поверхности в расчетном сечении:
a3= 7555097336=776 Нмм2а3= 05*250940194672=1289 Нмм2
КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСА РЕДУКТОРА
Корпус предназначен для размещения в нем деталей узла для обеспечения смазки передач и подшипников а также для предохранения деталей от загрязнения и для восприятия усилий возникающих при работе.
Корпусные детали изготавливаем литьем из чугуна марки СЧ15
Определяем размеры основных элементов корпуса (таблица 5)
Таблица 5. Размеры элементов корпуса
Толщина стенки: корпуса
≥ 004а +2 = 004100 +2 = 6 мм
≥ 0032а +2 = 0032100 +2 = 52 мм
Толщина нижнего пояса корпуса
р=235 =2357 = 1645мм
Толщина рёбер крышки корпуса
т = (085 1) 1 =(085 1)6 =51 мм
Диаметр фундаментных болтов
d1=(003 0036)а+12=(003 0036) 100+12=(15 156)мм
Число фундаментных болтов
Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой корпуса
d2= (05..06)d1=(05..06)16 =
=(8..96)мм принимаем d2=8 мм
Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса: по диаметру
СМАЗКА ЗАЦЕПЛЕНИЯ И ПОДШИПНИКОВ.
Зацепление смазывается окунанием червячного колеса в масляную ванну. Глубина окунания – 13 радиуса колеса [№3 с.349]. При скорости скольжения (мсек) по табл. 11.10 [№1 с.275] рекомендуемая вязкость масла (сст) (интерполяция).
По табл. 11.11 [№1 с.275]выбираем масло автотракторное АК - 15
Смазка подшипников - консистентная и масляным туманом образующимся в процессе работы [№3 с.348]. Для конических роликоподшипников при рабочей температуре 110° С по табл. 11.11[№1 с.277] выбираем смазку ЦИАТИМ-201.
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Проверку шпоночных соединений проводим по формулам:
Соединение быстроходный вал – шкив ременной передачи
Ткр= Т1=129Нм; dв= dв h=7мм; b=8мм hраб=h-t=7-4=3мм;
lраб= l-b=50-8=42мм.
Соединение ведомый вал – ступица зубчатого колеса
Ткр= Т2= 1028 Нм; dв= 50мм; h=9мм; b=14мм hраб=9-55=35мм;
lраб= l-b=36-14=22мм.
Соединение ведомый вал – соединительная муфта
Ткр= Тz2= 1028 Нм; dв= 32мм; h=8мм; b=10мм hраб=h-t=8-5=3мм;
lраб= l-b=70-10=60мм.
Все выбранные шпонки удовлетворяют условиям на смятие.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие . – Изд.2-е перераб. и доп. – Калининград: Янтар. сказ 2003. – 454 с.: ил. черт.
Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов С. А. Чернавский Г А. Снесарев Б. С. Козинцов и др.-5-е изд. перераб. и доп.-М.: Машиностроение 1984.-560 с ил.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. Учебное пособие. - 3-е издание доп. - М.: Машиностроение 2003. - 496 с.
Чернилевский Д. В. Детали машин и механизмов. Курсовое проектирование : учебное пособие для машиностроительных специальностей вузов Д. В. Чернилевский . – 2-е изд. перераб. и доп . – Киев : Выща школа 1987 . – 328 с.
Анурьев Василий Иванович Справочник конструктора-машиностроителя[Текст] : в 3 т. В. И. Анурьев. Т. 1. - 5-е изд. перераб. и доп. - Москва :Машиностроение 1980.

Свободное скачивание на сегодня

Обновление через: 13 часов 48 минут
up Наверх