Расчет привода скребкового конвертера
- Добавлен: 25.10.2022
- Размер: 685 KB
- Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал
Подписаться на ежедневные обновления каталога:
Описание
Расчет привода скребкового конвертера
Состав проекта
|
9. 6Нагрузка валов редуктора.docx
|
Редуктор.cdw
|
|
6. 3Выбор материала зубчатых переда.docx
|
|
16. Литература.docx
|
|
17. Кинематическ. схема.docx
|
|
2. Содержание.docx
|
|
1. Титульный СПО.docx
|
|
5. 2 задача.docx
|
|
14. 11 Проверочный расчет.docx
|
|
12. 9Проверочный расчет подшипников (Автосохраненный).docx
|
|
15.12 Расчет технического уровня редуктора.docx
|
|
7.4 Расчет зубчатой передачи редуктор.docx
|
|
11. 8Расчетная схема валов.docx
|
Редуктор.dwg
|
|
10.7 Разработка чертежа общего вида редуктора.docx
|
|
8. 5Расчет плоскоременной передач.docx
|
|
Задание.docx
|
|
4.1Разраб. кинематич. схемы.docx
|
|
3. Введение.docx
|
|
13. 10Выбор муфты и смазывание редуктора.docx
|
Дополнительная информация
Контент чертежей
9. 6Нагрузка валов редуктора.docx
1 Определяем силы в зацеплении редукторной передачи
Таблица 9 - Силы в зацеплении закрытой передачи
Цилиндрическая косозубая
Ft2 = 2T2103d2 = =240510327544=2941
Fr2 = Ft2tgαcos= 2941036397023409875=1084
Fa2=Ft2tg= 29410159614=470
2 Определяем консольные силы
Таблица 10 - Консольные силы
Вид открытой передачи
Характер силы по направлению
Fоп=2F0sin(α12)=2880.103681252=8801
Схема нагружения валов
цилиндрического одноступенчатого редуктора
6. 3Выбор материала зубчатых переда.docx
1 Выбор твердости термообработки и материала колес по табл. 3.2 3 с. 53
1.1 Выбираем материал для зубчатой пары колес:
шестерни - сталь 45 колеса - сталь 45
1.2 Выбираем термообработку шестерни и колеса - улучшение;
13 Выбираем интервал твердости зубьев:
шестерни - HB1 = 269-302 HB колеса HB2 = 235-262 HB
1.4 Определяем среднюю твердость зубьев шестерни HB1ср и колеса HB2ср по табл. 3.1 3 с. 52:
1.5 Определяем механические характеристики сталей:
шестерни - = 890 Нмм2 = 380 Нмм2;
колеса = 780 Нмм2 = 335 Нмм.2
1.6 Выбираем предельные размеры заготовки:
шестерни Dпред = 80 мм; колеса Sпред = 80 мм.
2 Определение контактных допускаемых напряжений
2.1 Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни KHL1 и колеса KHL2:
где NH0 - число циклов перемены напряжений соответствующее пределу выносливости см. табл. 3.3 3 с. 55:
N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы:
N1=5731 Lh = 5733420000=389640000 (15)
N2=5732 Lh = 573520000=57300000
так как N1 >NН01 N2 >NН02 то КHL1= 1 КHL2 = 1
2.2 Определяем допускаемое контактное напряжение []H01 и []H02 соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов по табл. 3.1 3 с. 52:
2.3 Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни []H1 и колеса []H2:
3 Определение допускаемых напряжений изгиба
3.1 Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса:
Где NFO = 4106 - число циклов перемены напряжений для всех сталей соответствующее пределу выносливости т.к. N1 >NF0 то KFL1 = 1; N2 > NF0 то KFL1 = 1.
3.2 Определяем допускаемое напряжение изгиба []F01 и []F02:
3.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни []F1 и колеса []F2 :
Для реверсивных передач []F уменьшают на 25 %:
Таблица 5 - Механические характеристики материалов зубчатой передачи
16. Литература.docx
Детали машин: Атлас конструкций. В 2-х ч. Ч.1 и Ч.2 Под ред. Д.Н. Решетова. М. 2011.
Куклин Н.Г. Куклина Г.С. Детали машин: Учебник для техникумов. – 5-е изд. перераб и допол. – М.: Илекса 2012. – 392 с.
Эрдеди А.А. Эрдеди Н.А. Детали машин: Учеб. для машиностр. спец. сред. проф. учеб. заведений. – 2-е изд. испр. доп. – М.: Высшая школа; Изд. центр «Академия». 2011 – 285 с.
17. Кинематическ. схема.docx
Плоскоремённая передача
Скорость тяговой цепи мс
Цилиндрический редуктор
Шаг тяговой цепи P мм
Упругая муфта с торобразной оболочкой
Число зубьев звездочки Z
Ведущие звездочки конвейера
Допускаемое отклонение скорости моста %
Срок службы привода Lr лет
КП.15.02.01.51.07.00.00.ПЗ
Привод к скребковому конвейеру
Схема кинематическая
2. Содержание.docx
Выбор двигателя. Кинематический расчет привода .. ..6
Выбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений . ..10
Расчет зубчатой передачи редуктора . 13
Расчет открытой передачи . .. 18
Нагрузка валов редуктора 22
Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора 24
Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр моментов ..27
Проверочный расчет подшипников 33
Выбор муфты смазывание редуктора .. ..36
Проверочный расчет валов . . .38
Приложение А Кинематическая схема . .44
Приложение Б Чертеж общего вида . . ..45
Приложение В Курсовое задание 46
1. Титульный СПО.docx
образовательное учреждение
«Медногорский индустриальный колледж»
По дисциплине МДК.02.02
5. 2 задача.docx
1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя
1.1 Определяем требуемую мощность рабочей машины Pрм кВт:
где F - тяговая сила Н;
v - линейная скорость мс.
1.2 Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода по табл. 2.2 3 с. 42-43:
7*098*098*099 2*098=0985 (3)
где зп - КПД закрытой передачи;
оп - КПД открытой передачи;
пс - КПД подшипников скольжения;
пк - КПД подшипников качения.
1.3 Определяем требуемую мощность двигателя Pдв кВт:
1.4 Определяем номинальную мощность двигателя Pдв кВт:
Рном =30 > Рдв =2335 кВт
1.5 Выбираем тип двигателя
Выбираем двигатель серии 4А применив для расчета два варианта типа двигателя по таблице К9 3 с.47
Номинальная мощность Рном кВт
Частота вращения обмин.
При номинальном режиме nном.
2 Определение передаточного числа привода и его ступеней
2.1 Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины nрм обмин:
2.2 Определяем передаточное число привода для всех применяемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности Pном:
2.3 Определяем передаточные числа ступеней привода:
где uор – передаточное число открытой передачи табл. 2.3 1 с. 45;
uзп – передаточное число закрытой передачи.
Принимаем второй вариант с номинальной частотой вращения
nном = 965 обмин по табл. К9 1 с. 406
2.4 Определяем максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины Δnрм обмин:
2.5 Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения [nрм] обмин:
[nрм]=nрм±nрм= 51.43±2.6=48.83 54.03 (10)
2.6 Определяем фактическое передаточное число привода uф:
2.7 Уточняем передаточные числа открытой передачи в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода:
Выбираем двигатель 4AM112MA6Y3 (Pном =3.0 кВт; nном =965 обмин) передаточные числа: привода u =18.9 редуктора uзп = 6.3 ременной передачи
uоп = 3 по табл. К9 3 с. 406.
3 Определение силовых и кинематических параметров привода
Таблица 3 - Определение силовых и кинематических параметров привода
Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме
P1= Pдв оппк=2.350.980.99=228
P2 = P1 зп м= 2.280.970.98=217
Pрм=P2 м пс= 2.170.980.98=208
Продолжение таблицы 3
ном=nном30=3.1496530=101
n1= nном иоп=9653=322
Тдв = Pдв 103 ном = 2.3510 3101=23
Т1= Тдв uоп оп пк= 2330.980.99=67
Т2 = Т1 uзп зп пк= 676.30.970.99=405
Трм = Т2 мпс = 4050.980.98=389
Таблица 4 - Силовые и кинематические параметры привода
Тип двигателя 4AM112MA6Y3 ; Рном=3.0 кВт nном=965 обмин
Частота вращения nобмин
Вращающий момент ТНм
14. 11 Проверочный расчет.docx
1 Проверочный расчет быстроходного вала
1.1 Определяем напряжение в опасных сечениях вала.
Расчет сечения под колесо ослабленный шпоночным пазом
Определяем нормальное напряжение Нмм2
где М - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении ;
Wнетто - осевой момент сопротивления сечения вала мм3 по табл. 11.1 1 с. 270
Определяем касательное напряжение Нмм2
где M – крутящий момент Нм;
WР нетто –полярный момент инерции сопротивления сечения вала мм3;
1.2 Определяем коэффициент нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения валов
где - эффективные коэффициенты концентраций напряжений по табл. 11.2 1 с. 271;
Kd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения; см. табл. 11.3 1 с. 272;
KF - коэффициент влияния шероховатости; см. табл. 11.4 1 с. 272;
Ky - коэффициент влияния поверхностного упрочнения табл. 11.5 1 с. 272-273.
1.3 Определяем предел выносливости в расчетном сечении вала Нмм2
где - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба или кручения Нмм2
1.4 Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям
1.5 Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении
где S - допускаемый коэффициент запаса прочности выполняем сечение вала [S]=2
2 Проверочный расчет тихоходного вала
2.1 Определяем напряжение в опасных сечениях вала
Расчет сечения третий ступени вала
Определяем нормальное напряжение Нмм2
2.2 Определяем коэффициент нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения валов
2.3 Определяем предел выносливости в расчетном сечение вала Нмм2
2.4 Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям
3.2.5 Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении
Таблица 15 – Результаты проверочных расчетов
Коэффициент запаса прочности
12. 9Проверочный расчет подшипников (Автосохраненный).docx
1 Определение эквивалентной динамической нагрузки для подшипников быстроходного вала
1.1 Определяем отношение
где Ra - осевая нагрузка подшипника Н; см. табл. 9.6 1 с. 148
V - коэффициент вращения см. табл. 9.1 1 с. 141.
1.2 Определяем отношение
где C0r - статическая грузоподъемность Н; по табл. К27 1 с. 432.
e - коэффициент влияния осевого нагружения e= ; табл. 9.2 1 с. 143;
где Кб - коэффициент безопасности;
КТ - температурный коэффициент; по табл. 9.1 1 с. 141.
1.4 Определяем динамическую грузоподъемность Н
где Lh - долговечность подшипника; по табл. 9.4 1 с. 145;
a1 - коэффициент надежности;
a23 - коэффициент учитывающий влияние качества подшипника и качество его эксплуатации; 1 с. 140;
1.5 Определяем долговечность подшипника ч
2 Определение эквивалентной динамической нагрузки для подшипников тихоходного вала
2.1 Определяем отношение
2.2 Определяем отношение
e - коэффициент влияния осевого нагружения e= по табл. 9.2 1 с. 143.
2.4 Определяем динамическую грузоподъемность H
2.5 Определяем долговечность подшипника ч
Таблица 14 - Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников
Динамическая грузоподъемность Н
15.12 Расчет технического уровня редуктора.docx
Объективной мерой затраченных средств является масса редуктора m кг в которой практически интегрирован весь процесс его проектирования. Поэтому за критерий технического уровня можно принять относительную массу т.е. отношение массы редуктора (кг) к вращающему моменту на его тихоходном валу (Нм). Этот критерий характеризует расход материалов на передачу момента и легок для сравнения.
Определяем критерий технического уровня редуктора табл. 12.1
Вывод: В условиях индивидуального производства ограничена возможность получения высоких критериев технического уровня редуктора. Определение критерия бает возможность оценить место спроектированного редуктора в сравнении со стандартными и решить вопрос о целесообразности его изготовления.
7.4 Расчет зубчатой передачи редуктор.docx
1.1 Определяем главный параметр - межосевое расстояние aw мм 3 с. 60:
где - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач =43;
KH- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев KH = 1 3 с. 61.
Принимаем aw = мм табл. 13.15 3 с. 326
1.2 Определяем модуль зацепления m мм 3 с. 62:
где Km - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач Km=58;
d2 - делительный диаметр колеса мм
b2 - ширина венца колеса мм;
Принимаем модуль из стандартного ряда чисел m = 2 мм.
1.3 Определяем угол наклона зубьев min для косозубых передач:
1.4 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
1.5 Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:
1.6 Определяем число зубьев шестерни
1.7 Определяем число зубьев колеса:
1.8 Определяем фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение Δu от заданного u
1.9 Определяем фактическое межосевое расстояние
1.10 Определяем фактические основные геометрические параметры передачи мм.
d2 = 213609875=27544
da1=d1+2m=4456+4=4856
da2=d2+2m=27544+22=2794
df1=d1-24m=4456-48=3976
df2=d2-24m=27544-48=27064
b1=b2+(2 4)мм=50+3=53
2 Проверочный расчет
2.1 Проверяем межосевое расстояние:
2.2 Проверяем пригодность заготовок колес по табл. 3.2 3 с 53
Условия пригодности заготовок колес:
Dзаг ≤ Dпред Sзаг ≤ Sпред
Диаметр заготовки шестерни.
Dзаг = dа1+6= 4856+6=5456 (35)
Размер заготовки колеса закрытой передачи.
Sзаг = b2+4=512+4=552 (36)
Предельные значения Dпред и Sпред из табл. 3.4 3 с 56:
Dзаг =5456мм Dпред = 80 мм; Sзаг = 552 Sпред = 80 мм
2.3 Проверяем контактные напряжения H H мм2:
где K - вспомогательный коэффициент k=376 - для косозубых передач;
Ft – окружная сила в зацеплении Н;
kHα - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых - kHα определяется по графику в зависимости от окружной скорости колес см. рис. 42 3 с 66
kHα = 11 - 9-я степень точности;
kH - коэффициент динамической нагрузки определяем по табл. 4.3. 3 с 65
2.4 Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни F1 и колеса F2 Hмм2:
где KFα - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых KFα = 1 – 9 -я степень точности 3 с 65;
KF - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающих зубьев колес KF = 1 3 с 65;
KF - коэффициент динамической нагрузки определяем по табл. 4.3 1 с 65; КFv=104
YF1 и YF2 - коэффициент формы зуба шестерни и колеса
Принимаем из таблицы табл. 4.4 1 с 67 YF1 =3.95 ; YF2 =3.6 ;
Y – коэффициент учитывающий наклон зуба
Таблица 7 - Параметр зубчатой цилиндрической передачи мм
Межосевое расстояние аw
Угол наклона зубьев
Диаметр делительной окружности:
Ширина зубчатого венца: шестерни b1
шестерни z1 колеса z2
Диаметр окружности вершин: шестерни da1
da1 =4856 da2 =27944
Диаметр окружности впадин: шестерни df1
Допускаемые значения
Контактные напряжения Hмм2
Напряжения изгиба Hмм2
11. 8Расчетная схема валов.docx
1 Определение реакций в подшипниках быстроходного вала. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
1.1 Вертикальная плоскость
а) определяем опорные реакции Н
Проверка: -Ray + Rf1 - Rby = -460+1084–624 =0
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1 .4 Нм
МХ2= -Raylb2=-460635=-29210=-292
МХ3=-Rbylb-2=-624635=-39624=396
1.2 Горизонтальная плоскость
Raylb-Fr1 lb2-Fonlon=0
Ft1lb2-Fon –Rbx lb-Fon(lb+lon)
-194786+2941-123-8801=0
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1 .4 Нм
МY1=0; MY2=Raxlb2=19486635=1237
МY3=Raxlb-Ft1lb2=19486127-2941635=607
1.3 Строим эпюру крутящих моментов Нм
1.4 Определяем суммарные радиальные реакции Н
1.5 Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях Нм
2 Определение реакций в подшипниках тихоходного вала. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
2.1 Вертикальная плоскость
Rcylt-Fr2 lt22+Fa2d22 =0
RA RAy Fa1 Fr1 RB RBy
Рисунок 3 – Расчетная схема быстроходного вала редуктора
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1 .4 Н·м
2.2 Горизонтальная плоскость
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1 .4 Н·м
2.3 Строим эпюру крутящих моментов Н·м ·
2.4 Определяем суммарные радиальные реакции Н
2.5 Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях Н·м
Рисунок 4 – Расчетная схема тихоходного вала редуктора
Редуктор.dwg
10.7 Разработка чертежа общего вида редуктора.docx
1 Выбор материала валов
В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали.
Выбираем для быстроходного и тихоходного вала –
по табл. 3.2 3 с. 53.
2 Выбор допускаемых напряжений на кручение
Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении) т.е. при этом не учитывают напряжения изгиба концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета принимаем допускаемые напряжения на кручение: быстроходного вала []k = 10 Нмм2; тихоходного вала []к = 20 Нмм2.
3 Определение геометрических параметров ступней валов
Таблица 11 - Определение размеров ступеней валов одноступенчатых редукторов мм
Ступень вала и ее размеры d; l
-я под элемент открытой передачи или полумуфту
-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник
d2 = d1+2t= 25+222=274
l2 = 15d2= 15 30 = 45
d2 = d1+2t=45+228=506
l2 = 125d2= 12550=625
-я под шестерню колесо
d3=d2+32r=30+322=364
l3 – определяют графически по эскизной компоновке
d3=d2+32r=50+323=596
Принимаем d3 =60 l3 – определяют графически по эскизной компоновке
-я упорная или под резьбу
l5 - определяют графически
Продолжение таблицы 11
Размеры ступеней валов определяем по табл.7.1 3 с.112. Стандартные значения диаметров и длин ступеней принимаем по табл. 13.15 3 с.326.
4 Предварительный выбор подшипников качения
Выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные 1 с. 432:
- для быстроходного вала:
6 d= 30мм; D=72 мм; B=19; Сr=291 кH; С0r=146 кH;
- для тихоходного вала:
9 d=45мм; D=100мм; B=25; Сr=527 кH; С0r=300 кH.
Тип серию и схему установки подшипников определяем в соответствии с табл. 7.2 3 с. 115.
Таблица 12 - Материал валов. Размеры ступеней. Подшипники
Динамическая грузоподъем-ность Сr кH
Статическая грузоподъем-ность С0r кH
8. 5Расчет плоскоременной передач.docx
1.1 Определяем диаметр ведущего шкива d1 мм 3 с. 80
Принимаем d1 = 180 мм по табл. К40 3 с. 448
1.2 Определяем диаметр ведомого шкива d2мм
где = 001 002 - коэффициент скольжения.
Принимаем d2 = мм по табл. К40 3 с 448
1.3 Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отношение Δu от заданного u
1.4 Определяем ориентировочное межосевое расстояние a мм
1.5 Определяем расчетную длину ремня l мм
Принимаем по стандарту l = мм 3 с 81
1.6 Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине l
1.7 Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива α1 град
1.8 Определяем скорость ремня м с
где [] = 35 мс - допускаемая скорость
1.9 Определяем частоту пробегов ремня U с-1
где [] = 15 с-1 - допускаемая частота пробегов.
1.10 Определяем окружную силу F1 H передаваемую ремнем
1.11 Определяем допускаемую удельную окружную силу [kп] Hмм2
где [k0] - допускаемая приведенная удельная окружная сила Нмм2.
- поправочные коэффициенты по табл. 5.2 3 с 82
1.12 Определяем ширину ремня b мм
1.13 Определяем площадь поперечного сечения ремня A мм2
1.14 Определяем силу предварительного натяжения ремня F0 Н
где 0 Нмм2 - предварительное напряжение по табл. 5.1 3 с 80
1.15 Определяем силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей ремня Н
1.16 Определяем силу давления ремня на вал Fоп Н
2 Проверочный расчет
2.1 Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви max Hмм2
= 27+14+0001=4101 (61)
где 1 - напряжение растяжения Нмм2;
и - напряжение изгиба H мм2;
где Еu = 80 100 мм2 - модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней;
- напряжения от центробежных сил Hмм2
где ρ - плотность материала ремня кгм3;
ρ = 1000 1200 кгм3 - для плоских ремней;
[]p - допускаемое напряжение растяжения Hмм2.
[]p = 8 Hмм2 - для плоских ремней
3 Табличный ответ к задаче 5
Таблица 7 - Параметры плоскоременной передачи мм
Число пробегов ремня U 1 с
Межосевое расстояние a
Диаметр ведущего шкива d1
Диаметр ведомого шкива d2
Максимальное напряжение max Hмм2
Начальное натяжение ремня F0 Н
Угол обхвата ведущего шкива α1 град
Сила давления ремня на вал Fоп Н
Задание.docx
На курсовую работу по дисциплине МДК 02.02 «Детали машин»
(фамилия имя отчество курс группа)
Спроектировать одноступенчатый цилиндрический редуктор для привода к скребковому конвейеру
Исходные данные проекта:
Тяговая сила ленты F кН -
Шаг тяговой цепи Р мм
Скорость ленты v мс -
Число зубьев звездочки z -
Допускаемое отклонение скорости ленты % -
Срок службы привода Lr лет -
Пояснительная записка
Разработка кинематической схемы машинного агрегата
Выбор двигателя. Кинематический расчет привода
Выбор материалов зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений.
Расчет зубчатой передачи редуктора
Расчет открытой передачи
Расчет нагрузки валов редуктора
Разработка чертежа общего вида редуктора
Расчетная схема валов редуктора
Проверочный расчет подшипников
Выбор муфты и смазывание редуктора
Проверочный расчет валов
Чертеж общего вида редуктора (эскизная компоновка) – формат А1
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин А.Е. Шейблит. М.: Янтарный сказ 2010. 455 с.
Эрдеди А.А. Эрдеди А.А. Детали машин: Учебник для машиностр. спец. сред. проф. учеб. заведений. – 2-е изд. испр. и дополн. – М.: Высшая школа Изд. Центр «Академия». 2011. – 285с.
Куклин Н. Г. Детали машин: Учебник для техникумовН.Г. Куклин Г.С. Куклина В.К. житков.- 5-е изд. перераб. и допол. – М.: Илекса 2012. – с.
Мархель И.И. Детали машин: Учебник. – М.: ФОРУМ: ИНФРА – М 2005. – 336 с. Детали машин: Учебник. – М.: ФОРУМ: ИНФРА – М 2010. – 336 с.
4.1Разраб. кинематич. схемы.docx
Срок службы приводного устройства
1Устанавливаем привод к скребковому конвейеру в цех загрузки шихты на металлургическое предприятие.
Работа в две смены нагрузка маломеняющаяся режим реверсивный продолжительность смены tс = 8 ч.
Кинематическая схема машинного агрегата разработана в соответствии с техническим заданием и приведена в приложении А.
2 Определяем ресурс привода 3 c.39:
где Lc – число смен.
3 Принимаем время простоя машинного агрегата 15%:
Рабочий ресурс привода принимаем Lh= 20000
Таблица 1 - Эксплуатационные характеристики машинного агрегата
С малыми колебаниями
3. Введение.docx
Курсовое проектирование - один из видов промежуточной аттестации. Цель - закрепить систематизировать и обобщить знания студентов по отдельным общепрофессиональным и специальным учебным знаниям развить навыки самостоятельной творческой работы практически применить теоретические знания применение конкретных навыков производственно- технологического материала научить пользоваться литературой другими нормативно-техническими инструментами и средствами вычислительной техники.
Плоскоременная передача проста может работать при высоких скоростях и имеет большую гибкости ремня обладает сравнительно высокой долговечностью и КПД. Передача включает ведущий верхний шкив плоский ремень замкнутого контура и натяжное устройство. Общие требования которые применяются к материалам приводных ремней заключается в
следующем: достаточно высокое сопротивление усталости статическая прочность и износостойкость высокий коэффициент трения эластичность а также невысокая стоимость и не дефицитность. Назначение редуктора служит в том что при помощи этих передач любое вращение преобразуется и изменяет скорость. Редуктор представляет собой корпус в который находятся все элементы передач валы зубчатое колесо и т.д. В корпусе редуктора может быть размещён насос
Муфта - устройство предназначенное для предотвращения перегрузок механизмов несоосности валов также обеспечение надежной работы привода. В проекте применяется упругая муфта с торообразной оболочкой. Муфты простые по конструкции обладают высокой податливостью что позволяет применять их в конструкциях где трудно обеспечить соосность валов при переменных ударных нагрузках а также при значительных кратковременных перегрузках.
Электродвигатели серии А4 применяют для приводов механизмов имеющих постоянную или мало меняющуюся нагрузку при длительном режиме работы и большую пусковую нагрузку вследствие повышенной силы трения и больших инерционных масс конвейеров шнеков смесителей грузоподъемников и т.п. Эти двигатели работают при любом напряжении вращения обеспечивая при необходимости непрерывность работы машинного агрегата.
Исходящими данными технических заданий на курсовое проектирование предусмотрено применение двигателей серии А4 с диапазоном мощностей от 025 до 75 квт. Эти двигатели допускается применять для работы в загрязненных условиях в открытых помещениях и т.п. Эти двигатели работают при любом направлении вращения обеспечивания при необходимости реверсивность машинного агрегата.
13. 10Выбор муфты и смазывание редуктора.docx
В конструкции данного привода применяется упругая с торообразной оболочкой муфта. Материал полумуфт – Сталь Ст3 (ГОСТ 380-88) материал упругой оболочки – резина с пределами с пределом прочности при разрыве не менее 10 Нмм2
Выбор муфты производится по большому диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту Тр который должен быть пределах номинального:
где Кр - коэффициент режима нагрузки Кр = ; табл. 10.26 1 с. 251
Т2 - вращающий момент на быстроходном валу редуктора;
Т - номинальный момент табл. К25 1 с. 428 – 429
Принимаем Т = 500 Нм типа 1 диаметром отверстия полумуфт
d1 = 45мм климатического исполнения У с цилиндрическим отверстием на соединение концов валов.
Муфта 50-1-40-У2 ГОСТ 20884-93
2 Смазывание редуктора
2.1 Способ смазывания. Для редуктора общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 03 до 125 мс.
2.2 Выбираем сорт масла.
По значению расчетного контактного напряжения Т = 514 Hмм2 в зубьях и фактической окружной скорости колес v = 07 мс принимаем индустриальное масло для гидравлических систем масло без присадок и кинематической вязкостью 61 75 мм2с при 400 С по табл. 10.29 1 с. 255: Масло И-Г-А-68
2.2 Определяем количество масла
Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяют из расчетов 04 08л масла на 1 кВт передаваемой мощности:
2.3 Определяем уровень масла
В цилиндрических редукторах при окунании в масляную ванну колеса
2.4 Смазывание подшипников.
При окружной скорости v ≤ 07 мc
Полость подшипника смазываемого пластичными материалом закрыта с внутренней стороны подшипникового узла внутренним уплотнением. Размеры внутренней полости корпуса под пластичный материал имеют глубину с каждой стороны подшипника его ширины. Смазочный материал набивают в подшипник вручную при вскрытой крышки подшипникового узла на несколько лет. Смену смазочного пластичного материала произвожу при ремонте. Наиболее распространённое для подшипников качения-пластичные смазки типа солидол жировой ( ГОСТ 1033-79)
Рекомендуемые чертежи
Свободное скачивание на сегодня
Обновление через: 12 часов 19 минут
