 |
 |
 |
|
|||||||||
|
 | |||||||||||
|
 |
||||||||
|
МЕНЮ
|
БОЛЬШАЯ ЛЕНИНГРАДСКАЯ БИБЛИОТЕКА - РЕФЕРАТЫ - Расчет привода ленточного конвейераРасчет привода ленточного конвейера2 Содержание
Исходя из рассчитанных вращающего момента на выходном валу и частоты вращения на входном валу, выбираем стандартный коническо-цилиндрический редуктор по ГОСТ 27142-86 типоразмера КЦ1-200 Твых = 750 Нм при nвх = 1000 мин-1. Рисунок 3 - Эскиз редуктора 2. Выбор муфтыИсходя из рассчитанных параметров вращающего момента на входном валу и технического задания, выбираем компенсирующую цепную однорядную муфту по ГОСТ 20742-81, рассчитанную на максимальный вращающий момент равный 1000 Нм, допускающая угловое смещение осей соединяемых валов до 1° и радиальное смещение от 0,5 до 1,2 мм.Эти муфты отличает возможность использования серийно изготовленных цепей, небольшие габаритные размеры, простота монтажа без осевых смещений соединяемых валов, способность компенсировать радиальные и угловые смещения валов за счет взаимных перемещений деталей муфты и наличия зазоров. Из-за наличия в цепных муфтах значительных зазоров их не применяют в реверсивных приводах и приводах с большими динамическими нагрузками.Рисунок 4 - Эскиз муфты. 3. Проектирование открытой передачи3.1 Результаты расчета клиноременной передачи на ЭВМПо сравнению с другими видами передач ременные имеют ряд существенных преимуществ: возможность передачи движения на сравнительно большие расстояния без особого увеличения массы передачи; простота конструкции и эксплуатации; плавность хода и бесшумность работы; эластичность привода, смягчающая колебания нагрузки и предохраняющая от значительных перегрузок за счет скольжения; меньшая начальная стоимость.Следует отметить и недостатки, присущие ременным передачам: сравнительно небольшие передаваемые мощности (обычно до 50 кВт); непостоянство передаточного отношения; значительные габариты; повышенные нагрузки на валы и опоры; необходимость натяжения ремня в процессе эксплуатации; малая долговечность ремней, особенно быстроходных передачах. 4. Проектирование исполнительного органа4.1 Проектный расчет валаПринимаем минимальный диаметр вала равным диаметру выходного конца редуктора. d = 45 мм.Диаметр цапф вала в местах установки подшипников dП, мм определяем по формуле:где t2- глубина паза в ступице, мм, t2 = 3,8 мм.для более лучшего торцевого фиксирования муфты примем: dП = 60 мм.Диаметр буртика для подшипника № 1212 по ГОСТ 20226-82 (67,0 мм < dБП< 71,0 мм) примем dБП =70 мм:Диаметр цапф вала в местах установки барабана примем: dВ = 65 мм.4.2 Подбор подшипников и шпонокИсходя из геометрических параметров муфты и вала под муфтой, определяем размеры шпонки вала под муфту:Шпонка призматическая для диаметра вала d = 45 мм:высота шпонкиh = 9 мм;ширина шпонкиb = 14 мм;длина шпонкиl = 70 мм;глубина паза валаt1 = 6 мм;глубина паза ступицыt2 = 3,8 мм.Исходя из геометрических параметров вала, в месте соединения его с барабаном определяем размеры шпонки вала под барабаном.Шпонка призматическая для диаметра вала d = 60 мм:высота шпонкиh = 11 мм;ширина шпонкиb = 18 мм;длина шпонкиl = 100 мм;глубина паза валаt1 = 7 мм;глубина паза ступицыt2 = 4,4 мм.Рисунок 6 - Эскиз шпоночного соединения.Для опор вала исполнительного органа применим шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники (ГОСТ 28428 - 90), из-за возможных перекосов опор подшипников. Назначаем подшипники легкой серии № 1212.диаметр отверстияdП = 60 мм;диаметр внешнего кольцаD = 110 мм;ширина подшипникаВ = 22 мм;координата фаскиr = 2,5 мм;динамическая радиальная грузоподъёмностьCr = 30,0 кН;статическая радиальная грузоподъёмностьC0r = 16,0 кН.Рисунок 7 - Эскиз подшипника.4.3 Проверочный расчет вала на статическую прочность по эквивалентному моментуОкружная сила действующая на барабан со стороны ремня задана в техническом задании: Ft = 3500 НСила натяжения ремня на ненагруженной стороне равна:S2 = 0,25. Ft =0,25.3500 = 875 НСила натяжения на нагруженной стороне равна:S1 = Ft + S2 = 3500 + 875 = 4375 НОбщая сила, действующая на барабан со стороны ремня:Q = S1 + S2 = 875 + 4375 = 5250 НИз уравнения моментов найдем силы FA и FВ:Так как схема нагружения симметричная то FA = FВ = 2625 Н.В нашем случае на вал действуют сила натяжения ремня Q и крутящий момент Т, тогда формула для определения эквивалентного момента примет вид:Из расчетной схемы (Рисунок 8) видно, что опасным сечением является сечение D, так как в этом сечении одновременно приложены максимальные крутящий и изгибающие моменты.ТD = 638,94 НмМD = 0,111.2625 = 291,38 НмТогда:Максимальное эквивалентное напряжение равно:где dD - Диаметр вала в сечении D, мм.Тогда:Рисунок 8 - Расчетная схема вала исполнительного органаДопускаемое напряжение [у], МПа:где Kр- коэффициент режима работы, Kр = 1,8;[уи] - допускаемое напряжение изгиба, МПа.где уТ- предел текучести материала (Сталь 40Х), уТ = 640 МПа;[n] - коэффициент запаса, [n] = 2.Тогда:25,57 МПа ? 177,78 МПа, - условие выполняется.4.4 Проверочный расчет подшипников на долговечностьFr = FA = FВ = 2625 Н;Х- коэффициент радиальной нагрузки, Х = 1;е- коэффициент осевого нагружения, е = 0, 19;Определим эквивалентную динамическую нагрузку:Pr = VXFrKБKТ,гдеV- коэффициент внутреннего кольца, V = 1;КТ- температурный коэффициент, КТ = 1;КБ- коэффициент безопасности, КБ = 1,3.Pr = 1.1.2625.1,3.1 = 3412,5 Н.Определяем по уровню надёжности и условиям применения расчётный ресурс подшипника:гдеa1- коэффициент долговечности, a1 = 1;a23- коэффициент, учитывающий влияние на долговечность особых свойств материала, a23 = 0,3;Сравниваем с требуемым ресурсом= 9500, ч:Условие выполняется, следовательно подшипник 1212 - годен.4.5 Проверочный расчет шпоночного соединения4.5.1 Проверочный расчет шпонки вала под муфтуУсловие работоспособности шпонки вала:гдеТ- передаваемый момент, Т = 638.94Нм;d- диаметр вала, d = 45 мм;lр- рабочая длина шпонки, мм: lр = l - b = 70 - 14 = 56 мм;k- глубина врезания шпонки, мм: k = h - t1 = 9 - 5,5 = 3,5 мм.[усм] -допускаемое напряжение смятия, [усм] <180 МПа.144,5 МПа < 180 МПаусловие выполняется.4.5.2 Проверочный расчет шпонки вала в месте соединения вала с барабаномУсловие работоспособности шпонки вала:гдеТ- передаваемый момент, Т = 638.94Нм;d- диаметр вала, d = 60 мм;lр- рабочая длина шпонки, мм: lр = l - b = 100 - 18 = 82 мм;k- глубина врезания шпонки, мм: k = h - t1 = 11 - 7 = 4 мм.[усм] -допускаемое напряжение смятия, [усм] <180 МПа.64,9 МПа < 180 МПа - условие выполняется.Шпоночное соединение показано на рисунке 6. Список использованных источников1. Устиновсий Е.П., Шевцов Ю.А., Яшков Ю.К., Уланов А.Г. Многовариантное проектирование зубчатых цилиндрических, конических и червячных передач с применением ЭВМ: Учебное пособие к курсовому проектировании по деталям машин. - Челябинск: ЧГТУ, 1992. 2. Справочник конструктора - машиностроителя: В 3 т. - 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. - М.: Машиностроение, 2001. 3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. конструирование узлов и деталей машин: Ученое пособие для техн. спец. вузов. - 6-е изд., исп. - М.: Высш. шк., 2000. - 477с., ил. 4. Ряховский О.А., Иванов С.С. Справочник по муфтам. - Л.: Политехника, 1991. - 384 с.: ил. 5. Сохрин П.П., Устиновский Е.П., Шевцов Ю.А. Техническая документация по курсовому проектировании по деталям машин и ПТМ: Ученое пособие. - Челябинск: Ид. ЮУрГУ, 2001. - 67 с. 6. Чурюкин В.А., Яшков Ю.К. Обозначение конструкторской документации: Ученое пособие. - Челябинск: ЧГТУ, 1986. - 61 с. 7. Сохрин П.П., Кулешов В.В. Проектирование валов: Учебное пособие. Челябинск: Изд. ЮУрГУ, 2000. - 94 с. 8. Сохрин П.П. Проектирование ременных передач: Ученое пособие: Челябинск: ЧГТУ, 1997. - 94 с. |
РЕКЛАМА
|
||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
| ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
| БОЛЬШАЯ ЛЕНИНГРАДСКАЯ БИБЛИОТЕКА | ||
 |
© 2010 | |