• RU
  • icon На проверке: 13
Меню

Курсовой проект "Приводной вал ленточного конвейера"

  • Добавлен: 22.11.2022
  • Размер: 2 MB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Ленточные конвейеры – это машины непрерывного действия, в которых тяговым и несущим элементом является гибкая лента. Главное назначение данного оборудования – механизация технологических процессов, увеличение темпов производства, минимизация затрат, повышение общей безопасности работ.

Состав проекта- Чертеж приводного вала ленточного конвейера(А0), отчет, спецификация.
Представлен курсовой проект по проектированию привода ленточного конвейера, разделенный на главы:

1) Предварительный расчет привода;

2) Расчет закрытой передачи;

3) Расчет диаметров валов;

4) Расчет открытой передачи;

5) Выбор стандартной муфты;

6) Проектирование вала исполнительного механизма.

Графическая часть А0 - 1 лист, записка машинописного текста – 48 стр., рисунков – 18, таблиц – 9.

Состав проекта

icon
icon отчет кп(п).docx
icon чертеж приводного вала (п).cdw
icon Спецификация(п).spw

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon отчет кп(п).docx

Министерство науки и высшего образования РФ
Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования
Привод вала исполнительного механизма
Пояснительная записка
Руководитель проекта: 1
Задание на курсовой проект по прикладной механике
Студентке х. факультет х гр. х
Спроектировать привод цепного конвейера
Кинематическая схема График нагрузки
Окружное усилие на барабане Ft Кн 1
Скорость ленты конвейера V мс 1
Диаметр барабана Dб мм 315
Ширина ленты В мм 300
Высота установки ведущего вала Н мм 400
Сборочный чертеж приводного вала
Предварительный расчет привода6
1. Определение недостающих геометрических параметров исполнительного механизма6
2. Определение потребной мощности и выбор электродвигателя6
3. Составление таблицы исходных данных11
Расчет закрытой передачи13
1 Расчет допускаемых напряжений13
2 Расчет цилиндрических зубчатых передач15
Расчет диаметров валов26
Расчет открытой передачи28
Выбор стандартной муфты32
Проектирование приводного вала исполнительного механизма33
Список использованной литературы48
Заданием на курсовой проект является конструирование привода ленточного конвейера который как и любая другая машина включает в себя три основных узла: двигатель – передаточный механизм – исполнительный механизм.
В качестве двигателя используется стандартный электромотор трехфазного тока. Передаточный механизм содержит редуктор – механизм состоящий из зубчатых или червячных передач выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом.
Исполнительным механизмом (ИМ) в данном проекте является приводной вал конвейера. Для ременного конвейера – это вал приводного барабана.
Согласно полученному заданию спроектирован привод конвейера т.е произведены расчеты: расчет подшипников на заданный ресурс а также разработаны чертежи в объеме установленном заданием на курсовой проект. Все необходимые расчеты и пояснения особенностей конструкции и эксплуатации привода оформлены в виде пояснительной записки.
Представлен курсовой проект по проектированию привода ленточного конвейера разделенный на главы:
) Предварительный расчет привода;
) Расчет закрытой передачи;
) Расчет диаметров валов;
) Расчет открытой передачи;
) Выбор стандартной муфты;
) Проектирование вала исполнительного механизма.
Графическая часть А0 - 1 лист записка машинописного текста – 48 стр. рисунков – 18 таблиц – 9.
Предварительный расчет привода
1. Определение недостающих геометрических параметров исполнительного механизма
Цель предварительного расчета заключается в составлении и уточнении кинематической схемы установки выборе основных элементов привода и проведении его кинематического и силового анализа. Этот этап заканчивается составлением таблицы исходных данных необходимой для дальнейшего расчета отдельных узлов и деталей привода.
На этапе предварительного расчета определяются недостающие размеры (неуказанные в исходных данных) необходимые для выполнения чертежа вала ИМ.
Если в качестве ИМ задан вал приводного барабана ленточного конвейера то дополнительно определяется длина барабана в миллиметрах:
где В – ширина ленты транспортера мм.
2. Определение потребной мощности и выбор электродвигателя
Расчётная мощность электродвигателя в киловаттах определяется по зависимости:
где ТЕ – постоянный вращающий момент на валу ИМ эквивалентный переменному моменту заданному графиком нагрузки кН×м;
– угловая скорость вращения вала ИМ конвейера радс;
– общий КПД привода.
В свою очередь эквивалентный вращающий момент рассчитывается следующим образом:
где Тi ti – ступени нагрузки (момента) и соответствующее ей время работы по
р t – общее время работы под нагрузкой;
Т – номинальный вращающий момент на ИМ кН×м.
Номинальный момент находится по формуле:
где Ft – окружное усилие на рабочем элементе ИМ кН;
D – диаметр барабана (Dб).
Угловая скорость вращения вала ИМ определяется по формуле:
где V - скорость тягового элемента конвейера мс.
Общий КПД привода находится как произведение КПД отдельных звеньев кинематической цепи:
Таким образом расчётная мощность электродвигателя равна:
Для однозначного выбора электродвигателя одной расчетной мощности недостаточно. Необходимо также знать расчетную частоту вращения вала электродвигателя или возможный диапазон ее изменения:
nим – частота вращения вала ИМ обмин:
U0max U0min – соответственно максимальное и минимальное общее передаточное отношение кинематической схемы привода:
Электродвигатель выбирается из таблиц характеристик стандартных электродвигателей единой серии АИР по условиям:
где РТАБ nТАБ – табличные значения соответственно мощности кВт и частоты
вращения вала обмин.
Требуемым условиям соответствуют два двигателя серии АИР: 80В6920 и 90LB8700. Далее расчет расписан для обоих двигателей параллельно. А конце расчета проведен анализ вариантов по кинематическим технико-экономическим и другим признакам и выбирается окончательный вариант.
Общее передаточное отношение привода определяется по формуле:
По кинематической схеме передач редуктора имеется открытая передача. Принимая по [1 стр.21 табл. 5] передаточное отношение открытой передачи находят передаточное отношение редуктора:
где Uоп – передаточное отношение отрытой передачи.
Точность разбивки общего передаточного отношения проверяется следующим условием:
следовательно двигатель подходит
Далее производится проверка выбранных двигателей на перегрузку. Проверка преследует цель предотвратить "опрокидывание" (остановку двигателя под нагрузкой) при резком увеличении нагрузки. Проверку производят при возможных неблагоприятных условиях эксплуатации когда напряжение в электросети понижено на 10 % (что соответствует уменьшению движущего момента на 19 %) а нагрузка достигает максимального значения:
где Pтаб – номинальная мощность двигателя по каталогу кВт;
nтаб – асинхронная частота вращения вала электродвигателя по каталогу обмин;
n – кратность пускового момента по каталогу на электродвигатель (1 стр 27 табл.6).
Если условие (1.14) не выполняется то следует выбрать двигатель большей мощности.
Для двигателя 90LB8700:
nтаб = 700 обмин; n0 =11545; 0 =08853; n = 17;
Проверка на перегрузку двигателем 90LB8700 не пройдена и поэтому следует выбрать электродвигатель большей мощности.
Для двигателя 80В6920:
nтаб = 920 обмин; n0 =15174; 0 =08853; n = 2;
Выбран двигатель 80В6920 так как он прошел проверку на перегрузку.
Рис.1 - Электродвигатель
3. Составление таблицы исходных данных
Валы по порядку начиняя с вала который обычно через упругую муфту или через передачу (обычно ременную) связан с валом электродвигателя. Далее наносятся обозначения передаточных отношений отдельных ступеней передач и КПД элементов кинематической цепи. Затем производится расчет кинематических и силовых характеристик каждого вала. Расчет этот оформляется в виде таблицы исходных данных.
При расчете мощности на каждом валу учитываются потери (КПД) на участке кинематической цепи от электродвигателя до рассматриваемого вала (если считается P1) и от предыдущего вала до рассматриваемого вала (если считается Р2Р3 и т.д.). Кроме того при расчете P1 за мощность электродвигателя принимается номинальная расчетная (РРН) полученная по формуле:
После составления таблицы исходных данных производится проверка правильности расчетов. Должны выполняться следующие два примерных равенства:
В левой части равенства стоят данные последней строки таблицы а справа – соответствующие им характеристики исполнительного механизма.
=6134 обмин; = 606303 обмин;
=155674 Нм; T=1575 Нм.
Расхождения в скоростях и моментах в пределах 5 % что допустимо.
Таблица исходных данных позволяет начать проектирование с любого элемента кинематической схемы привода.
Расчет закрытой передачи
Выбор материалов и термообработки зубчатых колес. Назначаем для шестерни сталь 40Х термическая обработка – улучшение. Назначаем твёрдость рабочих поверхностей зубьев шестерни Н1= 2855НВ. Для изготовления колеса принимаем сталь 40Х термическая обработка – улучшение. Назначаем твердость Н2= 2855НВ.
1 Расчет допускаемых напряжений
Допускаемое контактное напряжение:
где – допускаемое контактное напряжение шестерни и колеса; – предел контактной выносливости шестерни и колеса;
– коэффициент запаса прочности шестерни и колеса ;
ZN – коэффициент долговечности шестерни и колеса;
ZR – коэффициент учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев шестерни и колеса ZR=11;
ZV– коэффициент учитывающий влияние окружной скорости;
Коэффициент долговечности ZN учитывает влияние ресурса:
(при условии 1 ≤ ZN ≤ ZNmax) (2.2)
Число NHG циклов соответствующее перелому кривой усталости определяют:
Ресурс Nk передачи определяется как:
где - время работы передачи ч;
n - частота вращения n = 920 обмин;
n3 - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один оборот n3 = 1;
Суммарное время (ч) работы передачи вычисляют по формуле:
Предел контактной выносливости шестерни и колеса находится:
Коэффициент ZV учитывающий влияние окружной скорости для
H ≤ 350HB вычисляется как:
Допускаемые напряжения изгиба:
Допускаемое напряжение изгиба зубьев определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле:
Flim - предел выносливости зубьев при изгибе:
YR - коэффициент учитывающий влияние шероховатости YR =1;
YA- коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки YA = 1;
YN - коэффициент долговечности:
где NFG - число циклов соответствующее перелому кривой усталости
NK – назначенный ресурс (рассчитан выше) NK=11605×107;
SF – коэффициент запаса прочности SF = 17;
2 Расчет цилиндрических зубчатых передач
Межосевое расстояние. Предварительное значение межосевого расстояния мм:
где знак «+» (в скобках) – внешнее зацепление «-» - внутреннее зацепление;
T1=05×1575=7875 Н*м;
К - коэффициент зависящий от поверхностной твердости зубьев К = 10;
где n1 – частота вращения первого вала n1=3067 обмин;
Вычислив окружную скорость назначают степень точности зубчатой передачи она равна 9.
Уточнение предварительно найденного значения межосевого расстояния:
– коэффициент учитывающий приработку зубьев =035;
По таблице (2;20;2.7) принимаем =104;
Коэффициент определяют по формуле:
– коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (определяют в зависимости от степени точности () по нормам плавности):
Предельные основные размеры колеса
Делительный диаметр:
Максимально допустимый модуль mmax мм определяют из условия не подрезания зубьев у основания:
Минимальное значение модуля mmin мм определяют из условия прочности:
Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба:
– коэффициент учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца:
– коэффициент учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями:
Суммарное число зубьев и угол наклона
Угол наклона min = 0 т.к у нас прямозубые колеса.
Суммарное число зубьев:
Действительное значение угла наклона зуба:
Число зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
Фактическое передаточное число
Делительный диаметр шестерни:
Делительный диаметр колеса внешнего зацепления:
y – коэффициент воспринимаемого смещения:
a – делительное межосевое расстояние:
Dзаг. ≤ Dпр.; Cзаг. ≤ Sпр. или Sзаг. ≤ Sпр. (2.40)
Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
Расчетное значение контактного напряжения:
(условия выполняются)
где = 9600(для прямозубых колес);
Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
Расчетное напряжение изгиба в зубьях:
(условие выполняется)
где значение коэффициента учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений принимают по таблице в зависимости от приведенного числа:
– коэффициент учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче
– коэффициент учитывающий перекрытие зубьев ;
Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки
Целью расчета является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя или самих зубьев при действии пикового момента Тпик. Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки:
где Т = Т1 = Тmax – максимальный из длительно действующих (номинальный) момент по которому проводя расчеты на сопротивление усталости.
Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение Hmax не должно превышать допускаемое напряжение []Hmax:
где H – контактное напряжение при действии номинального момента Т;
- допускаемое напряжение:
- напряжение изгиба для стали 40Х = 640 Мпа (по таблице (2;12;2.1;))
Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение Fmax изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое []Fmax:
(условие выполняется) (условие выполняется)
Допускаемое напряжение []Fmax вычисляют в зависимости от вида термической обработки и возможной частоты приложения пиковой нагрузки:
Где - предел выносливости при изгибе для типа обработки «улучшение» определяется по таблице (2;15;2.3;):
– максимально возможное значение коэффициента долговечности ;
– коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки
- коэффициент запаса прочности ;
Рис.2 – Цилиндрическая зубчатая передача
Расчет диаметров валов
После определения межосевых расстояний размеров колес приступают к разработке конструкции редуктора или коробки передач. Первым этапом конструирования является разработка компоновочной схемы. При этом определяют расположение деталей передач расстояния между ними ориентировочные диаметры ступеней валов выбирают типы подшипников и схемы их установки.
Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам.
Для быстроходного (входного) вала:
Для тихоходного вала 1:
Для тихоходного вала 2:
В приведенных формулах–номинальные моменты соответственно на быстроходном и тихоходных валах Н*м. Вычисление значения диаметров округляют в ближайшую сторону до стандартных. Диаметры концов быстроходного и тихоходного валов согласуют с диаметрами валов по таблицам и с отверстий устанавливаемых на них деталей (шкива звездочки полумуфты).
Расчет открытой передачи
Диаметр ведущего шкива
для полиамидных кордленточных ремней:
По таблице [3;14;2.1.1]
Диаметр ведущего шкива:
Диаметр ведомого шкива:
Действительный диаметр:
Действительное передаточное отношение передачи
где – коэффициент упругого скольжения = 0017;
Рекомендуемое межосевое расстояние
Расчетная длина ремня
Действительная длина для ремней поставляемых мерной длиной (по таблице [3;15;2.1.8]):
Действительное межосевое расстояние передачи:
Угол обхвата ремнем ведущего шкива
Значение коэффициента учитывающего влияние угла обхвата на ведущем шкиве:
Значение коэффициента учитывающего влияние центробежных сил:
Число пробегов ремня
где - для ремней мерной длины.
Номинальное удельное окружное усилие
Допускаемое удельное окружное усилие [q] в реальных условиях эксплуатации
Сила нагружающая валы передачи
Где – предварительное натяжение ремня:
φ - коэффициент тяги для прорезиненных ремней берем ;
Для передачи периодическим контролем натяжения ремня:
Рис.4 – Плоскоременная передача
Выбор стандартной муфты
Стандартная муфта выбирается по следующим критериям:
) Тип муфты которая определяется на кинематической схеме;
) Диаметры валов для которых выполнен расчет в гл. 3;
) Вращающий момент на валу Т = Тmax
) Тип муфты – цепная но неэластичная
) Диаметр вала был взят 32 мм.
) Вращающий момент на валу Т = Тmax = 160 Н*м
Таким образом была выбрана фланцевая муфта с вращающим моментом Т = 025 кН*м (с учетом коэффициента запаса прочности) с диапазоном диаметров 25-36 мм.
Выбираем по ГОСТ 20761-96.
Рис.5 – Фланцевая муфта
Проектирование приводного вала исполнительного механизма
Составление схемы определение опорных точек и предварительных размеров Конструирование приводного вала конвейера начинаем с составления его схемы на который необходимо показать характерные точки.
Рис.6 - Схема приводного вала ленточного конвейера с барабаном.
На схеме показаны следующие характерные точки:
– середина конца вала;
– середина подшипника левой опоры;
и 4 – середина ступиц барабана;
– середина подшипника правой опоры.
Величина размеров l1 l2 и l4 обычно зависит от диаметра вала. При
предварительном конструировании рекомендуется применять:
где dп – диаметр вала под подшипником в точках 2 и 5 (определение его величины см. ниже);
Для привода вала с барабаном (ленточного конвейера) можно предварительно принять:
где – ширина барабана тогда
Определение размера конца вала
Диаметр конца вала dв был рассчитан в главе 3 dв = 32мм.
Зарисовываем эскиз выбранного конца вала с указанием его основных размеров по ГОСТ 12080-66.
Рис.7- Эскиз цилиндрического конца вала исполнения 2.
Для передачи крутящего момента с полумуфты на приводной вал а также с вала на барабан или звездочки рекомендуется использовать призматические шпонки так как соединения с такими шпонками обеспечивают передачу наибольшего крутящего момента. После определения
размеров конца вала для принятого d определяют размеры шпоночного соединения по ГОСТ 23360 – 78.
В нашем случае были подобраны две шпонки – для конца вала и барабана:
Рис.8- Шпоночные соединения
После определения диаметра конца вала и размеров шпонки необходимо определить диаметр вала в точке 2 под подшипником. Он определяется из того условия что на конце вала находится призматическая шпонка которая устанавливается на валу по посадке с натягом и после установки не должна удаляться. При сборке и разборке узла подшипник
должен свободно одеваться и сниматься через шпонку то есть должно выполняться следующее условие:
Диаметр вала под подшипник dп округляется в большую сторону и назначается ближайший больший кратный 5 т.к. внутренние диаметры подшипников начиная с 20 мм являются кратными 5 поэтому выбран для приводного вала исполнительного механизма два подшипника средней серии типа 1000 ГОСТ 28428-90 то есть такой же диаметр вала dп будет и в точке 5 где устанавливается точно такой же подшипник как и в точке 2:
Рис.9 - Подшипник радиальный шариковый сферический средней серии
Осевое крепление подшипников и барабана
Все детали устанавливаемые на валу должны быть зафиксированы в осевом направлении. При установке колец подшипников или ступиц деталей на которые не действуют значительные осевые силы возможна осевая
фиксация этих деталей за счет стандартных упорных пружинных колец с одной стороны и буртика на валу с другой стороны.
Рис. 10 - Осевая фиксация подшипника кольцами
В нашем случае были выбраны кольца А85.50 ХГА ГОСТ 13943-86 в количестве 2 штук.
При отсутствии осевых сил возможна осевая фиксация детали при помощи стопорного винта:
– стопорный винт 2 – ступица детали (барабан) 3 – вал 4 – шпонка 5 – шайба 6 - гайка;
Рис.11 - Осевая фиксация барабана стопорным винтом
Для этой осевой фиксации были выбраны:
- шайба 10Л ГОСТ 6402-70 в количестве 1 шт.;
- гайка М10-6H ГОСТ 15521-70 в количестве 1 шт.
Кроме этого способа осевого крепления деталей на валу существуют и множество других. Например возможно крепление деталей на валу при помощи концевой шайбы:
– шайба концевая; 2 – болт и шайба; 3 – штифт.
Рис.12 – Крепление подшипника шайбой концевой
Для этой фиксации были выбраны:
- шайба 7019-0629 ГОСТ 14734-69 в количестве 1 шт.;
- шайба 6Л ГОСТ 6402-70 в количестве 1 шт.;
Определение диаметра буртика подшипника разработка посадочного места под ступицу.
Для фиксации деталей в осевом направлении на валу делаются буртики – уступы с диаметром dбп > dп . При сборке подшипник одевается на вал до упора в буртик. Чтобы подшипник упирался в буртик торцовой плоскостью а не фаской необходимо выполнение условия:
Диаметр вала под крышку выбираем исходя их условия:
Диаметр ступицы выбирается исходя из условия:
Длина ступицы выбирается исходя из условия:
Рис.13 – Эскиз вала с подшипником
Подбор корпусов и крышек подшипников выбор уплотнений
После выбора подшипника для него подбирают соответствующий корпус и крышки. Корпуса подшипников приводного вала рекомендуется принимать типа УМ по ГОСТ 13218.3-80. Размер корпуса принимается по размеру наружного диаметра подшипника D. В данном случае был выбран корпус подшипника УМ 90.
Рис.14 – Корпуса подшипника
Подшипниковые узлы обычно закрываются крышками в которые встраиваются уплотнения. Для подшипникового узла расположенного в точке 2 необходимы крышки торцовые с манжетными уплотнениями из ГОСТ 13219.5-81. А для подшипникового узла расположенного в точке 5 одна из крышек принимается такой же как для узла в точке 2 вторая крышка принимается торцовая глухая из ГОСТ 13219.2- 81. В данном случае выбрана крышка торцовая с манжетным уплотнением МН 90*50 в количестве 3и крышка торцовая глухая ГН 90 в количестве 1 шт.
Рис.15 – Крышка торцовая
Рис.16 – Крышка торцовая глухая
Для крепления крышек к корпусу подшипника применяется стандартный крепеж который состоит из болтов шайб и гаек. В данном случае выбраны:
- гайка М10x125-6H ГОСТ 15521-70 в количестве 8
- болт М10x125-6gx60 ГОСТ 7796-70 в количестве 8 шт.
- шайба 10Л ГОСТ 6402-70 в количестве 8 шт.
Уплотнения предназначены для защиты подшипников от попадания в них пыли грязи и влаги а также для предохранения от вытекания смазки. Эти уплотнения могут быть разных конструкций однако наиболее предпочтительными являются стандартные манжеты резиновые армированные для валов по ГОСТ 8752- 79. Манжета состоит из корпуса выполненного из маслобензостойкой резины. Корпус армирован каркасом представляющим собою стальное кольцо Г-образного сечения. Браслетная пружина стягивает уплотняющую часть манжеты вследствие чего она плотно охватывает поверхность вала. Номинальный диаметр вала в местах постановки таких уплотнений должен быть равен внутреннему диаметру уплотнения. Участки вала в этих местах должны быть прошлифованы и отполированы чтобы избежать интенсивного износа уплотнений. В данном случае была выбрана манжета 1.1-50 x70-1 ГОСТ 8752-79 в количестве 3 шт.
Для предотвращения вытекания смазочного материала в щель между крышкой и корпусом применяем уплотнительные прокладки из паронита толщиной 2 миллиметра. ГОСТ 481-80. Вообще они могут быть изготовлены из резины паронита металла. Таким образом одновременное применение манжет и уплотнительных прокладок позволяет обеспечить пылевлагонепроницаемость подшипниковых узлов а также должное их смазывание.
Конструирование приводного барабана.
Конструкция барабанов подобна конструкции шкивов плоскоременных передач. Барабан отличается от шкива большей шириной (обычно B > D) и это вносит некоторые особенности в его конструкцию. Барабан изготовляют с двумя ступицами и двумя дисками или с одной удлиненной ступицей. Последняя конструкция технологичнее но целесообразна только при сравнительно нешироких барабанах (В D). Размеры толщин стенки ступиц и обода барабана определяются по эмпирическим зависимостям:
где d – диаметр вала под ступицу;
Dcт - наружный диаметр ступицы;
= 002 × (Dб + Вб) (6.10)
= 002 × (315 + 375) = 002 × 690 = 138 мм
где Dб – диаметр барабана мм;
Вб – ширина барабана мм;
(09 .. 08) × 0 (6.11)
Значит наклонный участок высотой h не делают а переход оформляется радиусом:
R 05 × 1242 = 621 мм
В данном приводе будем использовать литой барабан . Он выполняется из серого чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-85.
Выбор способа смазки
Обычно подшипники смазывают тем же маслом что и детали передач. Смазывание их другим смазочным материалом применяют редко (если требуется защитить подшипники от продуктов износа деталей передач).
Если применение насоса нежелательно подшипники к которым затруднен доступ масла смазывают пластичным смазочным материалом. Обычно используют ЦИАТИМ-201 Литол-24 ОКБ-122-7 и др. Примем в качестве смазочного материала консистентную смазку Литол-24 мы применяем именно консистентную смазку чтобы не допустить случайное ее вытекание из подшипникового узла. Смазочный материал должен занимать 12 — 23 свободного объема полости корпуса.
Для подачи в подшипники пластичного смазочного материала можно применять специальные шприцы. Смазочный материал подают под давлением. Для удобства подвода шприца необходимо отвернуть хотя бы одну крышку.
Выбор допусков и посадок основных деталей вала исполнительного механизма
Основу ЕСДП составляют ряды допусков называемые квалитетами (их 20: 010 1 2 18) и ряды основных отклонений определяющие положение полей допусков относительно нулевой линии. Поля допусков образуются сочетанием основного отклонения (положения поля) и допуска (величины поля) и обозначаются буквой основного отклонения и числом — номером квалитета. Для обозначения валов применяют строчные латинские буквы для отверстий — прописные. Наборы полей допусков и соответствующие им предельные отклонения установлены различными в трех диапазонах номинальных размеров: от 1 до 500 мм и свыше 500 до 3150 мм — по ГОСТ 25347—82 свыше 3150 до 10 000 мм — по ГОСТ 25348—82. ГОСТ 25347—82 регламентирует поля допусков и предельные отклонения и для номинальных размеров до 1 мм.
При размерах от 1 до 500 мм для преимущественного применения выделены предпочтительные поля допусков отмеченные в таблицах прямоугольниками.
Посадки выбирают в зависимости от назначения и условий работы оборудования и механизмов их точности условий сборки. При этом
необходимо учитывать и возможность достижения точности при различных методах обработки изделия. В основном посадки в системе отверстия. Посадки системы вала целесообразны при использовании некоторых стандартных деталей (например подшипников качения).
Полумуфты стандартных муфт устанавливают на цилиндрические и конические концы валов. При постоянном направлении вращения и умеренно нагруженных валах (т 30 МПа) полумуфты сажают на гладкие цилиндрические концы валов по переходным посадкам типа H7m6 так как установка полумуфт с натягом и последующее их снятие вызывают затруднения. Таким образом для установки полумуфты на цилиндрический конец вала примем посадку Н7k6.
Выбор посадок подшипников.
Подшипник является основным комплектующим изделием не подлежащим в процессе сборки дополнительной доводке. Требуемые посадки в соединении подшипника качения получают назначением соответствующих полей допусков на диаметры вала и отверстия в корпусе. Для подшипников качения принято следующее отличие от обычной в машиностроении системы допусков: поле допуска на диаметр отверстия внутреннего кольца подшипника расположено не вверх от нулевой линии а вниз.
Таким образом для установки подшипника качения на вал примем посадку k6.
Рассматривая остальные составляющие вала исполнительные механизма были выбраны следующие допуски:
- для установки корпуса подшипника –
- для установки манжет –
- для установки втулки –
- для установки шпонки (для размещения барабана) –
- для установки самого барабана на вал – H8e7.
В ходе разработки проекта было произведено следующее:
Подбор электродвигателя по мощности и выбор его исполнения
Проектные и проверочные расчеты ременной и цилиндрической передачи
Выбор и проверка подшипников шпоночных соединений
Полученные результаты обеспечивают хорошую работоспособность и необходимую надежность конструкции.
На стадии сборки данного проекта необходимо не нарушать технические требования. Так же желательно соблюсти некоторые меры безопасности эксплуатации привода.
Список использованной литературы
Предварительный расчет привода: методические указания к курсовому проекту по деталям машин Сост. М.Б. Мехаев. под ред. Н.Н. Пацула. Омск: ОмГТУ 2005.
Конструирование узлов и деталей машин: учеб. пособие для студ. высш. учеб. заведений П.Ф. Дунаев О.П. Леликов. – 9-е изд. перераб.и доп. – М.: Издательсткий центр «Академия» 2006. – 296 с.
Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование: Справочное учебно-методическое пособие Л.В. Курмаз А.В. Скойбеда. - М.: Высш. шк. 2004. - 309 с.
Абакумов А.Н. Мехаев М.Б. Проектирование приводного вала исполнительного механизма. Методические указания для студентов немеханических специальностей и студентов заочной формы обучения. – Омск.: ОмГТУ 2006. – 41с.

icon чертеж приводного вала (п).cdw

чертеж приводного вала (п).cdw
Техническая характеристика
Крутящий момент на ИМ - 155
Частота вращения ИМ - 61
Ресурс привода - 21024 часа
Технические требования
Подшипники качения насадить на вал
(предварительно нагрев их в масле до
температуры80-100 градусов) с использованием
оправкии ударного инструмента из мягкого
При сборке узла ИМ подшипниковые гнезда
набить смазкой ЛИТОЛ 24 ГОСТ 21150-87 на
отв под штифт конический
Сталь 10 ГОСТ 1050-2013

icon Спецификация(п).spw

Спецификация(п).spw
КП.2069889.15.Д3.01.04.09.000.000.00 ВО
КП.2069889.15.Д3.01.04.09.000.000.00 СБ
Приводной вал исполнительного механизма
КП.2069889.15.Д3.01.04.09.000.000.01
КП.2069889.15.Д3.01.04.09.000.000.02
КП.2069889.15.Д3.01.04.09.000.000.03
КП.2069889.15.Д3.01.04.09.000.000.04
КП.2069889.15.Д3.01.04.09.000.000.05
КП.2069889.15.Д3.01.04.09.000.000.06
КП.2069889.15.Д3.01.04.09.000.000.07
Глухая крышка подшипника
КП.2069889.15.Д3.01.04.09.000.000.08
Прокладка регулировочная
Шпонка 16 x 10 x 45 ГОСТ 23360-78
Шпонка 10 x 8 x 36 ГОСТ 23360-78
Винт A.М10-6gx22 ГОСТ 1476-93
Шайба 10Л ГОСТ 6402-70
Гайка М10-6H ГОСТ 15521-70
Кольцо A85.50 ХГА ГОСТ 13943-86
Шайба 7019-0627 ГОСТ 14734-69
Шайба 7019-0629 ГОСТ 14734-69
Штифт 4x20 ГОСТ 3128-70
Болт М6-6gx28 ГОСТ 7798-70
Шайба 6Л ГОСТ 6402-70
Подшипник 1308 ГОСТ 28428-90
Манжета 1.1-50 x70-1 ГОСТ 8752-79
Литол 24РК ГОСТ 21150-2017
up Наверх