Главная страница
Навигация по странице:

  • Энерго-кинематический расчет.

  • Расчет ременной передачи.

  • Расчет передачи по тяговой способности

  • Расчет быстроходного вала редуктора

  • Курсовой проект Расчет привода ленточного транспортера. D_M_O_K Моё. Исходные данные Задание 10


    Скачать 403.35 Kb.
    НазваниеИсходные данные Задание 10
    АнкорКурсовой проект Расчет привода ленточного транспортера
    Дата21.11.2020
    Размер403.35 Kb.
    Формат файлаdocx
    Имя файлаD_M_O_K Моё.docx
    ТипДокументы
    #152514

    С этим файлом связано 1 файл(ов). Среди них: РЛЭ экзамен 3 курс 2019.docx.
    Показать все связанные файлы
    Подборка по базе: Индивидуальное задание.docx, Семинарское задание1.docx, 1 задание реферат.docx, практическое задание 1.docx, Практическое задание Раздел 2.docx, 2 задание 09.11.docx, ответ на 1 задание.docx, Налоги и налогооблажение задание 17.doc, Практическое задание 9.docx, 2,1 Задание.docx

    Исходные данные

    Задание 10 вариант 4



    Рисунок 1. Схема привода ленточного транспортера.



    Рисунок 2. График нагрузки.

    Срок службы 8 лет Kгод=0.3 Kсут=0.25

    Величина значения:

    Мощность рабочего органа: 2.5 кВт.

    Угловая скорость рабочего органа: 5 рад/с.

    1. Энерго-кинематический расчет.

    Дано: Pр.о=2500 Вт. р.о=5 рад/с.

    Наибольший длительно действующий момент рабочего органа:

    Tр.0 = = = 500 н*м (1.1)

    Найдем общий КПД привода, приняв ориентировочно КПД каждого элемента привода.

    КПД ременной передачи: =0.96

    КПД зубчатой передачи: =0.98

    КПД цепной передачи: =0.95

    Общий КПД привода будет равно:

    · 0.96·0.98·0.95 = 0.89 (1.2)

    Рассчитаем мощность двигателя по эквивалентному моменту:

    Pдв = = = 2809 Вт (1.3)

    По таблице 1.1 методических указаний выбираем электродвигатель.

    Требуемый электродвигатель 4A100S4Y3 с параметрами: Pд =3000 Вт, nдв=1435 мин

    Габаритные размеры двигателя:

    L30 - 362; h31 - 263; D30 - 235; l1 – 60; l10 – 112; l31 – 63; d1 – 28; d10 – 12; b10 – 160; h – 100; h10 – 12; масса – 36 кг.



    Определение исходных данных для расчета передач привода.

    Обще передаточное отношение :

    U = (1.4)

    где: дв – угловая скорость вала двигателя.

    дв = = = 150 (1.5)

    U = = 30

    U = Uрем · Uзуб · Uцеп = 1,9 · 6,3 · 2.5

    Угловая скорость

    U = U1-2 · U2-3 · U3-4

    U1-2 = => 2 = = = 78 рад/с (1.6)

    U2-3 = => 3 = = = 12 рад/с

    U3-4 = => 4 = = = 4,8 рад/с

    Определение крутящих моментов на валах:

    U3-4 = => T3 = = = 210 н·м (1.7)

    U2-3 = => T2 = = = 34 н·м

    U1-2 = => T1 = = = 18,6 н·м

    1. Расчет ременной передачи.

    Основные размеры передачи.

    Pдв = 3 кВт.

    nдв = 1435 об/мин.

    Передаточное отношение U = 1,9

    Режим работы – одна смена

    Тип ремня А D1 = 90 мм.

    Диаметр ведомого шкива.

    D2 = 90·1,9 = 171 мм. (2.0)

    Частота вращения ведомого шкива.

    n2 = = = 755 об/мин (2.1)

    Скорость ремня.

    V = = = 6,8м/с. (2.2)

    Межосевое расстояние.

    a = 1.2 · D2 = 1.2 · 180 = 216 (2.3)

    Длина ремня по принятому межосевому расстоянию.

    L = 2a+ 1 + (2.4)

    где 1 = = = 423,9

    ∆2 = = = 2025

    L = 2·216 + 423,9 + = 865,3 900 мм(2.1)

    Вычислить угол охвата ремнем меньшего шкива.

    1 = ) = 180 – 57 ( ) = ≥ 120 (2.5)
    Схема передачи



      1. Расчет передачи по тяговой способности

    Коэффициент, учитывающий угол охвата ремнем ведущего шкива: Ca= 0.95

    Коэффициент, учитывающий длину: CL= 0.87

    Коэффициент, учитывающий режим работы передачи и характер нагрузки: Cp = 1

    Мощность: P0 = 1

    Мощность передачи одним ремнем:

    PP = P0 = 1.2 = 0.82 кВт (2.6)

    Ориентировочно найти число ремней в передаче:

    Z ≈ = 4 (2.7)

    F0 = 850 + qm = 850 + 0.1 (2.8)

    Fr = 2F0Zsin = 2 · 90 ·4 · sin79 = 316 H (2.9)

    1. Цепные передачи

    Исходные данные для расчетов:

    Момент на ведущей звездочке – T3 = 210 H·м

    Угловая скорость ведущей звездочки – = 12 рад/с.

    Передаточное отношение передачи – u= 2.5

    Коэффициенты: учитывающий нагрузка равномерная или близка к ней – Кд = 1

    Учитывающий межосевое расстояние – Ка = 1

    Учитывающий наклон линии центров к горизонту Кнак = 1

    Учитывающий способ натяжение цепи Крег = 1.1

    Учитывающий смазку Ксм = 1.3

    Учитывающий режим работы Креж = 1

    Коэффициент нагрузки, учитывающий условия монтажа и эксплуатации передачи:

    Кэ = КаКнакКрегКсмКрежКд = 1.1 · 1.3 = 1.43 (3.0)

    Мощность цепной передачи:

    Рц = Т1 · 1 = 210 · 12 = 2520 Вт (3.1)

    Частота ведущей звездочки по угловой скорости

    n1 = = = 115 об/мин (3.2)

    Число зубьев меньшей звездочки: Z3 = 25

    Z4 = Z3 · u= 25 · 2.5 = 63 (3.3)

    Расчетная мощность, передаваемая цепной передачей: n01 = 200 об/мин; Z01 = 25

    PP = PKЭ · = 2,5 · 1.43 · = 6,2 кВт (3.4)

    Диаметры делительных окружностей звездочек:

    D3 = ; D4 = (3.5)

    D3 = = = 203 мм; D4 = = = 635мм

    Скорость цепи:

    V = = 12 · = 1,2 м/с (3.6)

    Сила тяги:

    Ft = = = 2070 Н (3.7)

    Число звеньев:

    i = + +( ) · (3.8)

    i = + + ( · = 60 + 44 + 36 · 0.03 = 105

    Длина цепи:

    L = i · t = 105 · 25.4 = 2667 мм (3.9)

    Натяжение цепи от собственного веса: Kf = 1.5;

    Ff= 9.81Kfqma; Ff = 9.81 ·1.5 · 2.6 · = 1722 (3.10)

    Натяжение цепи от центробежной силы:

    FV = qm ; FV= 2.6 1.44 = 3.744 H (3.11)

    Проверка запаса прочности цепи:

    n = = = 14.9 (3.12)

    Межосевое расстояние:

    а=762 мм


    1. Расчет зубчатых передач

    Исходные данные:

    Крутящий момент на колесе - Т3 = 210

    Передаточное число – Uред = 6.3

    Срок службы 8 лет

    Зубчатое колесо сталь 45

    Допускаемое контактное напряжение при проектировочном расчете: KHL = 1.2;

    [SH] = 1.1; Hlimb = 530 мПа

    [ H] = = = 578 мПа (4.0)

    Межосевое расстояние:

    aw = Ka(U+1) ; Ka=49; KH =1; ba=0.1 (4.1)

    aw= 49·(6.3+1)· =200 мм

    Предварительные размеры колеса:

    Делительный диаметр:

    d3= = =345 мм (4.2)

    ширина колеса:

    в3= ва·аw =0.1·200=20 мм (4.3)

    ширина шестерни:

    в23+5=20+5=25 мм (4.4)

    модуль зацепления:

    m=0.01·aw=0.01·200=2 мм (4.5)

    Расчетные параметры передачи:

    Число зубьев шестерни и колеса:

    z2= = =28 (4.6)

    z3=z2·U =28·6.3=177 (4.7)

    угол наклона зубьев:

    cos = = =1 (4.8)

    основные размеры шестерни и колеса:

    d2= = =56 мм (4.9)

    d3= = =354 мм (4.10)

    диаметр вершин зубьев:

    da2=d2 + 2m=56+2·2=60 мм (4.11)

    da3=d3+2m=354+2·2=358 мм (4.12)

    окружная скорость колеса:

    V= м/с (4.13)

    Проверка контактных напряжений:

    H= ; KH =1; KHa=1; KHv=1.05 (4.14)

    H= · =454; H=490<[

    Силы, действующие в зацеплении зубчатой передачи:

    Окружная: Ft= = =1186 Н (4.15)

    Радиальная: Fr= = =430 H (4.16)

    Осевая: Fa=Ft·tg =1186·0=0 H (4.17)

    Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

    F= = =124 (4.18)

    Допускаемое напряжение на изгибе:

    [ F]= = =237 (4.19)

    F=124<[ F]=237 – условие на изгиб прочности выполнено



    1. Расчет валов

    Расчет на статическую прочность:

    Диаметр валов:

    dk2= = =20 мм (5.0)

    dk3= =40 мм

    Округляем до ближайшего целого числа с учетом шага размеров диаметров посадочных отверстий подшипников:

    dk2=20 мм

    dk3=40 мм

    Выбираем подшипники:

    dk2=20 мм – подойдет подшипник радиальный однорядный 304 с основными размерами:

    диаметр вала – d=20, внешний диаметр D=52, ширина – В=15

    dk3=40 мм – выбираем подшипникрадиальный однорядный 308 с основными размерами:

    диаметр вала – d=40, внешний диаметр 90, ширина В=23

    Размер манжет:

    dk2=20 мм – D=45, ширина В=10

    dk3=40 мм – D=62, ширина В=12

    Расчет быстроходного вала редуктора



    МА=0; Fрем·l1+Fr·l2+Fa·R1+RBY(l2+l3)=0 (5.1)

    RBY=- =- = - =87 H (5.2)

    MB=0; Fрем·(l1+l2+l3)-RAY(l2+l3)-Fr·l3+Ft·R1=0 (5.3)

    RAY= = = = 996 H (5.4)

    MA=0; Ft·l2-RBZ(l2+l3)=0 (5.5)

    RBZ= = = =593 H (5.6)

    B=RAZ·(l2+l3)+Ft·l3=0 (5.7)

    RAZ= = =593 H (5.8)

    Строим эпюры изгибающих моментовв горизонтальной плоскости МYXи в вертикальной плоскости МZX

    Для построения эпюр изгибающих моментов в вертикальной плоскости Мизг ух и горизонтальной плоскости Мизг zx определяются моменты в сечениях I-I, II-II, III-III, IV-IV

    В плоскости YX

    MI=0 (5.9)

    MII=0 (5.10)

    MIII=RAY·l2=996·48=47808 H·мм (5.11)

    MIII=RBY·l3=87·48=4176 Н·мм (5.12)

    MIV=0 (5.13)

    В плоскости ZX

    MI=0 (5.14)

    MII=Fрем ·l1=316·92=29072Н·мм (5.15)

    MIII=RBZ·l3=593·48=28464 Н·мм= (5.16)

    MIV=0 (5.17)


    1. Подшипники качения

    Проверочный расчет подшипников качения

    Исходные данные:

    Диаметр вала под подшипник: d=25мм

    Тип подшипника: 305

    Осевая сила в зацеплении: Fa=0 Н

    Радиальная нагрузка на подшипник: Fr=RAили RB

    RA= = =1159 Н (6.0)

    RB= = =599 Н (6.1)

    Принимаем Fr=RA=1159 Н

    Определяем долговечность подшипника :

    L=( ) (6.2)

    Fрасч=(X·V·Fr+Y·FaK ·Kt (6.3)

    Fрасч=(1·1·1159+0·0)·1.1·1=1159 Н

    L=( )= =2744 млн/об

    Lh= = =60573.9 часов (6.4)


    1. Шпоночное соединение

    при проектировании приводов технологического оборудования, для соединения валов с деталями, передающими вращение применяют призматические шпонки.

    Шпонку подбирают по диаметру вала, определяя сечение b*h.

    Из условия прочности на смятие граней шпонки, определяют необходимую длину:

    L= (7)

    L2= =11.3 мм L2 = 12 мм

    L3= =29.2мм L3 = 32 мм



    написать администратору сайта