Схема приводу стрічкового конвеєра Рис

Работа добавлена на сайт samzan.net:

3.Кінематичний розрахунок привода та вибір електродвигуна.

Вихідні дані:

Крутний момент – Ткр=1 кН м;

Частота обертання – пвих=45 об/хв.;

Термін служби – 6 років;

Число робочих змін за добу – 1.

Схема приводу стрічкового конвеєра

Рис.1.

1. Визначаємо потужність на вихідному валу:

кВт .

2. Знаходимо розрахункову необхідну потужність двигуна:

кВт.

де  - ККД привода і визначається за формулою:

- ККД муфти;

0,99 – ККД підшипників;

0,75 – ККД черв’ячного редуктора;

= 0,91 – ККД ланцюгової передачі.

Із каталогу підбираємо електродвигун трифазний асинхронний з короткозамкненим ротором , . Вибираємо електродвигун 4АР132S4У3 потужністю 7,5 кВт із параметрами : n = 1455 об/хв.; ККД = 87,5; сos = 0.86; ; ; синхронна частота обертання 1500 об/хв.

3. Визначаємо загальне передаточне число:

.

4. Передаточне число редуктора приймаємо uр=15 .

5. Передаточне число ланцюгової передачі визначається за формулою:

.

6. Визначаємо частоту обертання валів привода:

об/хв;

об/хв;

об/хв;

об/хв;

7. Визначаємо потужність на валах привода:

==7,1 кВт;

кВт;

кВт;

кВт;

8. Визначаємо крутні моменти на валах привода:

;

                                                ;

      ;

.

Номер вала	Потужність N,кВт	Частота обертання n,об/хв	Крутний момент Т,кН·м
1	7.132	1455	46.6
2	7.029	1455	46.1
3	5.17	97	509
4	4.7	45.1	995.2

 

РОЗРАХУНОК ПЕРЕДАЧ

Розрахунок черв’ячної передачі

1.Вибір матеріала черв’яка і черв’ячного колеса.

По табл. вибираємо матеріал черв’яка та вінця черв’ячного колеса. Приймаємо для черв’яка сталь 45 загартовану до твердості 45...50 НRC і послідуючим шліфуванням витків. Матеріал вінця колеса Бр.АЖ9-4 (виливка в пісок) з механічними властивостями σт = 200 МПа; σв =400 МПа.

2.Приймаємо число заходів черв’яка z1 =2.

3. Крутний  момент на валу колеса Т3 = 519 ּ 103.

4. Орієнтовна швидкість ковзання :

5. При даній швидкості по табл. потрібна ступінь точності 8-ма.

6.Допустиме контактне напруження

.

7. Допустиме контактне напруження при розрахунку на дію максимального навантаження:

.

8. Допустиме напруження  згину при базовому числі зміни напружень Nfo=106 для нереверсивного  навантаження:

.

9. Сумарне число циклів навантажень:

1455/15 ּ4954.34 = 28,83 ּ106.

10. Коефіцієнт довговічності :

11. Допустиме напруження на  згин :

.

12. Допустиме напруження на  згин при розрахунку на дію максимального навантаження:

13. Число зубців черв’ячного колеса

14. Коефіцієнт діаметра черв’яка визначаємо за формулою:

,

Приймаємо значення q=8.

15. Коефіцієнт, який враховує розподілення навантаження по ширині вінця:

16. Коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження:

17. Знаходимо міжосьову відстань передачі із умови контактної витривалості:

18. Модуль зачеплення :

=

Приймаємо по стандарту m = 10 мм.

19. При стандартному модулі міжосьова відстань

20. Із табл. вибираємо кут підйому черв’яка γ =14˚02`10``.

21. Ділильні діаметри:

черв’яка:                                     

колеса:                                        

22. Розрахункова швидкість ковзання

23. При швидкості vc=6.28 м/с допустиме контактне напруження

Отже                  

24. Рекомендована степінь точності передачі 7-ма при швидкості vc=6.28 м/с .

25. .

26.  =1˚58`.

27. .

28. .

29.

30. Па

31.

32. Коефіцієнт форми зуба колеса приймаємо   

33. Напруження згину визначаємо за формулою:

4.Розрахунок ланцюгової передачі

1. Відповідно умовам експлуатації передачі приймаємо :

К1=1 - характер навантаження спокійний;

К2=1,1 - регулювання нажимним роликом;

К3=1 - з умови а=(30...50)t ;

К4=1 - нахил лінії центрів зірочок до горизонту < 700;

К5=1 - при періодичному способі змащування;

К6=1 - при двозмінній тривалості роботи.

При цьому коефіцієнт експлуатації передачі:

.

2. Коефіцієнт St=0,28 – для ланцюгів типу ПР по ГОСТ 13568 – 75.

3. По табл. при n3=97об/хв. вибираємо попередньо крок ланцюга t =31.75мм.

4. По кроку  t =31.75мм та n3=97об/хв. допустимий тиск в шарнірах із табл. приймаємо (отримане інтерполюванням).

5. По табл. при передаточному числі передачі u = 2.15 приймаємо число зубців ведучої зірочки z1=27.

6. Коефіцієнт, що враховує число рядів ланцюга Кm=1 (при числі рядів zp=1).

7. Розрахунковий крок ланцюга :

8. Приймаємо ланцюг типу ПР - 25,4 - 5670 з кроком  t =25,4мм ; Qр=56700 Н ; Sоп=179,7 мм2 ; вага 1 м ланцюга q = 2.6 кг.

9. Колова швидкість ланцюга :

10. Колова сила, яка передається ланцюгом :

11. Середній питомий тиск в шарнірах:

МПа,

що менше допустимого питомого тиску.  

12. Термін роботи ланцюга при коефіцієнті способу змащування  :

,

де % - допустиме збільшення кроку ланцюга ;

    Кс – коефіцієнт змащування ланцюга і визначається за формулою:

;

   - міжосьова відстань, яка виражена в кроках і визначається за формулою:

.

Тоді

г,

що більше очікуваного терміну служби, г.

13. Натяг від провисання веденої вітки від власної ваги:

Н.

де Кf = 6 – коефіцієнт провисання ;

мм.

14. Натяг від відцентрових сил при швидкості ланцюга 12м/с не враховується.

15. Сумарний натяг ведучої ланки :

H .

16. Навантаження, яка діє на вали визначаємо за формулою:

H.

Перевіряємо ланцюг по запасу міцності , що більше     допустимого .

17. Число зубців веденої зірочки визначаємо за формулою:

де передаточне число передачі (прийняли по ГОСТ).

18. Довжина ланцюга, виражена в кроках визначаємо за формулою:

19. Визначаємо ділильні діаметри зірочок за формулою:

ведучої : мм;

 веденої : мм;

20. Уточнюємо міжосьову відстань визначаємо за формулою:

=

= мм.

РОЗРАХУНОК ВАЛІВ

Проектний розрахунок валів

Сили, які діють в зачепленні:

черв’як

- колове зусилля: Н;

- радіальне зусилля: Н;

- осьове зусилля: Н;

колесо

- колове зусилля: Н;

- радіальне зусилля: Н;

- осьове зусилля: Н;

Розрахунок черв’яка

вертикальна площина

b=140 мм; с=140 мм.

1. Знаходимо опорні реакції із умови рівноваги :

;

;

Н;

;

;

Н;

Перевірка:  RCy+ RAy – Ft1 = 576,25 + 576,25 – 1152,5 = 0.

2. Знаходимо згинальні моменти в характерних точках :

Н;

Н;

горизонтальна площина

3. Знаходимо опорні реакції із умови рівноваги :

;

;

Н;

;

;

Н;

Перевірка:   - RCz - RAz + Ft1 = - 1102.33 – 132.82 + 1235.16  = 0.

4. Знаходимо згинальні моменти в характерних точках :

Н·мм;

Н·мм;

Н·мм;

Н·мм;

5. Знаходимо сумарні згинальні моменти в характерних точках за формулою:

;

Н·мм;

Н·мм;

6. Знаходимо приведені згинальні моменти в характерних точках за формулою:

;                                                                                                       

де = 0,75 – коефіцієнт, який враховує відмінність в характеристиках циклів напружень згину та кручення;

Н·мм;

Мпр2=Мпр1=34575 Н·мм;

 Н·мм;

Н·мм;

7. Визначаємо діаметр вала під черв’як :

мм.

Приймаємо діаметр вала під черв’як dп= 32 мм, вхідний кінець вала dвх=18мм.

Розрахунок вала під черв’ячне колесо

вертикальна площина

а=45мм; b=45мм; с=90мм.                                R=5361.2

1. Знаходимо опорні реакції із умови рівноваги :

;

;

Н;

;

;

Н;

Перевірка:  + RCy+ RAy – Ft2 -R = -3664.55+12419.05-3393.3-5361.2 = 0.

2. Знаходимо згинальні моменти в характерних точках :

Н ·мм;

Н ·мм;

Н ·мм;

Н ·мм;

               

горизонтальна площина

3. Знаходимо опорні реакції із умови рівноваги :

;

;

;

;

Перевірка:   RCz + RAz - Fr1 = -1369.53+2473.13-1102.6= 0.

4. Знаходимо згинальні моменти в характерних точках :

Н·мм;

Н·мм;

Н·мм;

5. Знаходимо сумарні згинальні моменти в характерних точках за формулою:

;

Н·мм;

Н·мм;

Н·мм;

Н·мм;

6. Знаходимо приведені згинальні моменти в характерних точках за формулою:

;                                                                                                       

де = 0,75 – коефіцієнт, який враховує відмінність в характеристиках циклів напружень згину та кручення;

Н·мм;

Н·мм;

Н·мм;

Н·мм;

7. Визначаємо діаметр вала під підшипники :

мм.

Приймаємо діаметр вала під підшипники dп= 50 мм

8. Визначаємо діаметр вала під колесо червяка :

     мм

Приймаємо діаметр вала під колесо червяка d= 42 мм

9. Визначаємо діаметр вала під шестерню :

          

Приймаємо діаметр вала під шестерню d= 40 мм

Перевірочний розрахунок веденого вала

Матеріал вала – сталь 45, нормалізована з характеристикою: граничний опір розриву = 610 МПа; границя витривалості при симетричному циклі напружень згину =270 МПа; границя витривалості при симетричному циклі напружень кручення= 150 МПа; коефіцієнти чуття матеріала до асиметрії цикла напружень відповідно при згині та крученні = 0,1 та =0,05.

Сумарні згинальні моменти в небезпечних перерізах: 1 – 1; 2 – 2; 3 – 3 відповідно дорівнюють М1=198920,12 Н ·мм; М2=482508 Н ·мм; М3=482000 Н ·мм. Крутний момент, який передається валом, Т = 203612 Н ·мм. Допустимий запас витривалості

=1,8.

Перевіряємо запас міцності в перерізі 1-1(рис.5)

Концентрація напружень в цьому перерізі зумовлена шпонковим пазом та посадкою ступиці на вал.

1. Знаходимо ефективні коефіцієнти концентрації напружень при згині та крученні від шпонкового паза. По табл. для вала із сталі зі шпонковим пазом, виконаного пальцевою фрезою, =1,75; =1,71. Масштабний коефіцієнт концентрації напружень при згині та крученні для вала із сталі 45 діаметром =56 мм; =0,79; =0,79. Коефіцієнт стану поверхні при шорсткості =2,5 мк , =1,075, =1,075. Ефективні коефіцієнти концентрації напружень при згині та крученні для вала в разі відсутності технологічного зміцнення :

Із цих двох коефіцієнтів приймаємо за табл. ,. А потім уточнили и другий параметр вибрали-2,26

2. Посадка вибираємо за таблицею H7/k6

3. Знаходимо запас міцності для нормальних напружень:

,

де амплітуда нормальних напружень згину

МПа ,

тут осьовий момент опору при W0 = 15290 мм3.

4. Знаходимо запас міцності для дотичних напружень. Попередньо знаходимо полярний момент опору при =56 мм  Wр = 32400 мм3. Напруження кручення

МПа ,

амплітуду і середнє значення номінальних напружень кручення:

МПа.

Запас міцності для дотичних напружень:

.

5. Знаходимо загальний запас міцності в перерізі 1-1:

>=1,8.

Перевіряємо запас міцності в перерізі 2 – 2(рис.5)

1. Знаходимо ефективні коефіцієнти концентрації напружень при згині та крученні вала, які викликані посадкою внутрішнього кільця підшипника на вал. Для вала із сталі 45 діаметром =50 мм по табл. ,.

2. Знаходимо запас міцності для нормальних напружень:

,

=0,1=0,1∙125000=12500

=0,2=2∙125000=25000

де амплітуда нормальних напружень згину

МПа ,

тут осьовий момент опору при W0 = 12500 мм3.

3. Знаходимо запас міцності для дотичних напружень. Попередньо знаходимо полярний момент опору при =50 мм ,Wр = 25000 мм3. Напруження кручення

МПа ,

амплітуда і середнє значення номінальних напружень кручення:

МПа.

Запас міцності для дотичних напружень:

.

4. Знаходимо загальний запас міцності в перерізі 2 - 2:

>=1,8.

Перевіряємо запас міцності в перерізі 3 - 3(рис.5)

1. Концентрація напружень в цьому перерізі зумовлена галтельним переходом з діаметра d2=44 мм до d3=50 мм. При d2=44 мм  d3=50 мм та r = 2.5мм по табл. визначаємо відношення

і знаходимо ефективні коефіцієнти концентрації напружень в галтелі при згині та крученні вала =1,65; =1,45. Масштабний коефіцієнт концентрації напружень при згині та крученні для вала із сталі 45 діаметром =50 мм; =0,8; =0,8. Коефіцієнт стану поверхні при шорсткості =2,5 мк , =1,075; =1,075. Ефективні коефіцієнти концентрації напружень при згині та крученні для вала в разі відсутності технологічного зміцнення :

амплітуда нормальних напружень згину:

МПа ,

Напруження кручення:

МПа ,

Амплітуда і середнє значення номінальних напружень кручення:

МПа.

2. Знаходимо запас міцності для нормальних напружень:

,

3.Запас міцності для дотичних напружень:

.

4. Знаходимо загальний запас міцності в перерізі 3 - 3:

>=1,8 .

Розрахунок підшипників на довговічність

1.Швидкохідний вал.

Вихідні дані:

•  радіальні навантаження на підшипники Н, Н;
•  осьові навантаженняН;
•  діаметр під підшипниками мм;
•  частота обертання вала об/хв;
•  коефіцієнт обертання кільця ;
•  коефіцієнт безпечності ;
•  температурний коефіцієнт ;
•  потрібна довговічність год.

Осьові складові  радіальних навантажень по формулі :

Н;

Н.

Розрахункове осьове навантаження по табл.:

при та Н

Н;

Н.

Знаходимо відношення  за формулою:

 

та приймаємо коефіцієнти радіальних і осьових навантажень із табл. Х=0;Y=0

Х=0.4;Y=0.3

Еквівалентне розрахункове навантаження:

Н.

Знаходимо потрібну динамічну вантажопідйомність для найбільш навантаженого підшипника опори «А»:

Н.

де р =3,33 – для шарикових підшипників.

Приймаємо шариковий підшипник середньої серії серії 207 ГОСТ 333 – 78 зі слідуючими характеристиками (рис.6) :

•  d = 35мм;
•  D = 80мм;
•  В = 21мм;
•  С = 20,1кН.

рис.6

2.Тихохідний вал.

Вихідні дані:

•  радіальні навантаження на підшипники Н, Н;
•  осьові навантаженняН;
•  діаметр під підшипниками мм;
•  частота обертання вала об/хв;
•  коефіцієнт обертання кільця ;
•  коефіцієнт безпечності ;
•  температурний коефіцієнт ;
•  потрібна довговічність год.

Осьові складові  радіальних навантажень по формулі :

Н;

Н.

Розрахункове осьове навантаження по табл.:

при та Н

Н;

Н.

Знаходимо відношення  за формулою:

 

та приймаємо коефіцієнти радіальних і осьових навантажень із табл. Х=0;Y=0

Х=0.45;Y=1,22

Еквівалентне розрахункове навантаження:

Н.

Знаходимо потрібну динамічну вантажопідйомність для найбільш навантаженого підшипника опори «В»:

Н.

де р =3 – для роликових підшипників.

Приймаємо шариковий підшипник середньої серії серії 7307 ГОСТ 333 – 78 зі слідуючими характеристиками (рис 7) :

    -    d = 35мм;

•  D = 80мм;                                        
•  В = 21мм;                                      
•  С = 48,1кН.

рис.7.

Підбір та перевірка шпонок на міцність

1. Швидкохідний вал  

Вибираємо шпонку призматичну, яку розраховуємо по напруженням зминання і перевіряємо її по напруженням зрізу. По діаметру вала d = 22мм по ГОСТ 23360 – 78   вибираємо переріз шпонки

 

                                                                 рис.8.

Переріз вала зі шпонкою

В=6мм; h=6мм; k=2.5.

Перевіряємо зминання на робочій грані шпонки :

звідки знаходимо необхідну робочу довжину :

мм;

де МПа – допустиме напруження при зминанні.

Приймаємо за ГОСТ 23360 – 78 l = 40 мм.

Перевіряємо по напруженню зрізу:

МПа<=90 МПа

де МПа – допустиме напруження зрізу.

2. Тихохідний вал  

Вибираємо шпонку призматичну, яку розраховуємо по напруженням зминання і перевіряємо її по напруженням зрізу. По діаметру вала d = 32мм по ГОСТ 23360 – 78   вибираємо переріз шпонки

В=6мм; h=8мм; k=3,3.

Перевіряємо зминання на робочій грані шпонки :

звідки знаходимо необхідну робочу довжину :

мм;

Приймаємо за ГОСТ 23360 – 78 l = 63 мм.

Перевіряємо по напруженню зрізу:

МПа<=90 МПа

По діаметру вала d = 40мм по ГОСТ 23360 – 78 вибираємо переріз шпонки

В=12мм; h=8мм; k=3,6.

Перевіряємо зминання на робочій грані шпонки :

звідки знаходимо необхідну робочу довжину :

мм;

Приймаємо за ГОСТ 23360 – 78 l = 53 мм.

Перевіряємо по напруженню зрізу:

МПа<=90 МПа

Вибір муфти та перевірка пальців на міцність

Для передачі крутного моменту приймаємо муфту МУВП по ГОСТ 20720 – 81. По діаметру валів вибираємо напівмуфти. Прийнята муфта розрахована на номінальний крутний момент Тном =31.

Виписуємо параметри муфти необхідні для розрахунку ( рис.9 ):

рис.9.

мм; мм; мм; мм; мм;

Перевіряємо пальці на згин за умовою міцності :

МПа < МПа.

Перевіряємо резинові втулки на зминання за умовою міцності :

МПа < МПа.

Отже, вибрана муфта задовольняє умови роботи.

Вибір і розрахунок кількості мастила

Кількість рідкого мастила вибирають із розрахунку 0,35...0,7 л на 1кВт потужності, що передається. Кількість мастила також визначається перерізом внутрішнього об’єму корпуса редуктора і глибиною масляної ванни. Бажано врахувати відстань між черв’ячним колесом та дном корпуса не менше (5...10)m, що дасть можливість осідати продуктам зносу деталей.

Визначаємо кінетичної в’язкості мастила по швидкості v = 3.66 м/с та контактному напруженню МПа – м2/с. По табл. вибираємо масло Авіаційне МК – 22.

Об’єм масляної ванни виходячи з потужності редуктора N =5.5кВт :

л

Виходячи з креслення редуктора приймаємо висоту рівня масла h =70мм.

Література

1.  Павлине В.Т. Основи конструювання та розрахунок деталей машин – К. : Вища школа, 1993. – 555 с.
2.  Иванов Н.Н. Детали машин . – М. : Высш. шк., 1998 – 383 с.
3.  Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчёт и проектирование деталей машин.  Х. : Основа, 1991. – 275 с.
4.  Методичні вказівки до захисту та виконання проекту з дисципліни „ Деталі машин „ (Укладачі: Безпалько А.П., Якимчук Н.В., Костюк В.С.) –  К .: НУХТ.2002 – 64с.
5.  Конспект лекцій.  

1. Иерусалим после принятия резолюции ООН о разделе Палестины и во время войны за независимость
2. контрольна робота з дисципліни Охорона праці Варіант 5 Виконала- студент
3. ВІРТУАЛЬНИЙ МУЗЕЙ ВШАНУВАННЯ ПАМ~ЯТІ Т
4. Металлургиялы~ процестерді~ теориясы п~ні бойынша тест с~ра~тары 5В070900 Металлургия маманды~ы студе
5. за большой электропороводимости
6. периода спрос в к период запас на к период расходы на хранение избыточного запаса расходы на
7. Идиот и Бесы ~ романы Ф
8. Реферат на тему- Субъект преступления понятие признаки
9. Решение задач методом «с конца»
10. Микроконтроллер MCS 296
11. организаций стр
12. Распространение Internet
13. возвышенность на северозападной окраине города
14. Сюжет и композиция Горя от ума
15. направление химической науки XVI и XVII вв
16. D silor Buckinghm Plce hs rooms
17. Физическая реабилитация при подагре
18. контрольная работа Вариант 42 Группа У27аФамилия И
19. Реферат Манипулятивные приемы
20. РЕФЕРАТ дисертації на здобуття наукового ступеня кандидата біологічних наук Одес

Материалы собраны группой SamZan и находятся в свободном доступе