39364

Расчет и основные характеристики привода ленточного конвейера

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины а его частота вращения от частоты вращения приводного вала рабочей машины.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней Передаточное число привода определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя к частоте вращения приводного вала рабочей машины при номинальной нагрузке и равно произведению передаточных чисел закрытой и открытой передач.1 Частота вращения приводного вала рабочей машины 6 где: скорость тягового органа м с; диаметр...

Русский

2013-10-03

941 KB

5 чел.

  1.  Исходные данные

Рис 1. Кинематическая схема привода

  По кинематической схеме машина работает следующим образом

  1.   Срок службы приводного устройства

Срок службы (ресурс) в часах

(1)

где: - срок службы привода, 5 лет;

       - продолжительность смены, 8ч.;

      - число смен;

      - коэффициент учитывающий ремонт и обслуживание

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

2.1 Номинальная мощность и номинальная частота вращения двигателя                                                                                   

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения и прочего зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и ее привода.

Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения- от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

2.1.1  Требуемая мощность рабочей машины

(2)

где: - тяговая сила, кН;

       - скорость, м/с

2.1.2 Общий коэффициент полезного действия (КПД) привода

(3)

где: - коэффициент полезного действия закрытой передачи;

      - коэффициент полезного действия открытой передачи;

       - коэффициент полезного действия муфты;

      - коэффициент полезного действия подшипников качения

Общий КПД , используя данные табл. 2.2 [1]

2.1.3 Требуемая мощность двигателя

(4)

2.1.4 Определяем тип двигателя по табл. К9 [1] исходя из

Результаты выбора сводим в таблицу

Табл.1 Типы двигателей

Тип двигателя

Номинальная мощность, кВт

Частота вращения, об/мин

синхронная

номинальная

4АМ100S2

4,0

3000

2880

4АМ110L4

4,0

1500

1445

4АМ112MB6

4,0

1000

965

4АМ132S8

4,0

750

720

Окончательный выбор двигателя произведем после определения передаточного числа привода и его ступеней.

2.2  Определение передаточного числа привода и его ступеней

Передаточное число привода определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя  к частоте вращения приводного вала рабочей машины при номинальной нагрузке и равно произведению передаточных чисел закрытой и открытой передач.

(5)

2.2.1 Частота вращения приводного вала рабочей машины

(6)

где: - скорость тягового органа, м/с;

      - диаметр приводного барабана, мм

2.2.2 Передаточное число привода для всех приемлемых

вариантов типа двигателя из табл. 1 при заданной номинальной мощности

(7)

2.2.3 Передаточные числа ступеней привода

Определение и выбор передаточных чисел ступеней производится разбивкой передаточного числа привода для всех вариантов типа двигателя. Производим разбивку ступеней, оставив передаточное число редуктора постоянным по формуле

(8)

где: - передаточное число редуктора, 5

Полученные данные сведем в таблицу

Табл. 2 Передаточные числа

передаточное число

тип двигателя

4АМ100S2

4АМ110L4

4АМ112MB6

4АМ132S8

привода

32

16

10

8

открытой

передачи

6,4

3,2

2

1,6

цилиндрического редуктора

5

5

5

5

Проведем дальнейший расчет для двигателя 4АМ112MB6, так как в первом и втором варианте получилось большое передаточное число, что говорит о больших габаритах открытой передачи, а в последнем использован малооборотистый привод, не рекомендованный для приводов общего назначения.

2.2.4 Максимально допустимое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины

(9)

2.2.5 Допустимая частота вращения приводного вала рабочей машины

(10)

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Исходя из последовательности соединения элементов привода

2.3.1 Определяем мощности

а) двигателя

б) быстроходного вала редуктора

(11)

в) тихоходного вала редуктора

(12)

г) рабочей машины (приводного барабана)

(13)

2.3.2 Определяем частоту вращения

а) двигателя

б) быстроходного вала редуктора

(14)

в) тихоходного вала редуктора

(15)

г) рабочей машины (приводного барабана)

(16)

2.3.3 Угловую скорость

а) двигателя

(17)

б) быстроходного вала редуктора

в) тихоходного вала редуктора

(18)

г) рабочей машины (приводного барабана)

(19)

2.3.4 Вращающий момент

а) двигателя

(20)

б) быстроходного вала редуктора

(21)

в) тихоходного вала редуктора

(22)

г) рабочей машины (приводного барабана)

(23)

Полученные данные сводим в таблицы

Табл. 3 Кинематические параметры привода

параметр

передача

закрытая

открытая

передаточное число

5

2

КПД

0,96

0,96

Табл. 4 Силовые параметры привода

параметр

вал

двигателя

редуктора

приводной

быстроходный

тихоходный

расчетная мощность, кВт

4

3,8

3,6

3,5

угловая скорость, 1/с

101

50,5

10,1

10,1

частота вращения, об/мин

965

482,5

83,5

83,5

вращающий момент, Нм

39,6

75

357

347

3. Выбор материала зубчатых передач.

Определение допускаемых напряжений

Сталь в настоящее время - основной материал для изготовления зубчатых колес. Одним из важнейших условий совершенствования редукторостроения является повышение контактной прочности активных (рабочих) поверхностей зубьев и их прочности на изгиб. При этом снижается масса и габаритные размеры зубчатой передачи, а это повышает ее технический уровень.

Допускаемое напряжение из условий контактной прочности, которая обычно ограничивает несущую способность стальных зубчатых колес, пропорциональна твердости активных поверхностей зубьев. В термически же необработанном состоянии механические свойства всех сталей близки. Поэтому применение сталей без термообработки, обеспечивающей упрочнение

зубчатых колес, недопустимо. При этом марки сталей выбирают с учетом наибольших размеров пары: диаметра для вала-шестерни и толщины сечения для колеса с припуском на механическую обработку после термообработки.

Способы упрочнения, применяемые при курсовом проектировании.

Нормализация. Позволяет получить лишь низкую нагрузочную способность, но при этом зубья колес хорошо и быстро прирабатываются, и сохраняют точность, полученную при механической обработке.

Улучшение. Обеспечивает свойства, аналогичные полученным при нормализации, но нарезание зубьев труднее из-за большей их твердости.

Закалка токами высокой частоты (ТВЧ). Дает среднюю нагрузочную способность при достаточно простой технологии. Из-за повышенной твердости зубьев передачи плохо прирабатываются.

Размеры зубчатых колес практически неограниченны.  Необходимо учитывать,  что при модулях, меньших 3...5 мм, зуб прокаливается насквозь. Сочетание шестерни, закаленной при нагреве ТВЧ, и улучшенного колеса дает большую нагрузочную способность, чем улучшенная пара с той же твердостью колеса. Такая пара хорошо прирабатывается; ее применение предпочтительно, если нельзя обеспечить высокую твердость зубьев колеса.

3.1 Выбор твердости, термообработки и материала колес

Материал и его характеристики выбираются в зависимости от расположения зубьев на ободе колес пары и номинальной мощности двигателя

3.1.1 Выбираем материал для зубчатой пары колес из табл. 3.1, 3.2 [1]

Для шестерня выбираем Сталь 40Х, для колеса выбираем Сталь 45

3.1.2 Выбираем термообработку из табл. 3.1, 3.2 [1] для зубьев шестерни и колеса

Для шестерни выбираем улучшение + ТВЧ,  для колеса – улучшение.

3.1.3 Выбираем интервал твердости зубьев шестерни и колеса из табл. 3.1, 3.2 [1]

Для шестерни выбираем 45...50 HRC, для колеса – 235...262  НВ.

3.1.4 Средняя твердость

Для шестерни – 47,5 HRC ( 460 НВ), для колеса – 248,5  НВ

3.1.5 Выбираем из табл. 3.2 [1] предельные значения размеров заготовки

шестерни (D) и колеса (S)

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений

3.2.1 Определяем коэффициент долговечности шестерни и колеса по формуле

(24)

где:  - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу

        выносливости, табл. 3.3 [1];

       - число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка)

(25)

где: - угловая скорость соответствующего вала, 1/с;

      - срок службы привода, ч.

Если выполняется условие

(26)

то следует принять

3.2.2 Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев

шестерни и колеса

(27)

где:  -допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений,

     , табл. 3.1 [1]

(28)

3.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно

для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям.

3.3.1 Коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса определяем по формуле

(29)

где: - число циклов перемены напряжений для всех сталей,

       соответствующее пределу выносливости;

       - число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка)

Если выполняется условие

(30)

то следует принять

3.3.2 Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса определяем по формуле

(31)

где:-допускаемое напряжение при числе циклов перемены   напряжений, , табл. 3.1 [1]

(32)

Полученные данные сводим в таблицу

Табл. 5 Механические характеристики материалов зубчатой передачи

элемент передачи

марка

стали

термооб-работка

шестерня

40Х

125

-

У+ТВЧ

47,5

-

900

410

895

473

колесо

45

-

80

У

-

248,5

600

260

514

256

4 Расчет закрытой зубчатой передачи редуктора

Техническим заданием предусмотрено проектирование нестандартных, одноступенчатых закрытых передач индивидуального производства.

Расчет зубчатой  закрытой передачи производится в два этапа: первый расчет - проектный, второй - проверочный.

Проектный расчет выполняется по допускаемым контактным напряжениям с целью определения геометрических параметров редукторной пары. В процессе проектного расчета задаются целым рядом табличных величин и коэффициентов; результаты некоторых расчетных величин округляют до целых или стандартных значений; в поиске оптимальных решений приходится неоднократно делать пересчеты. Поэтому после окончательного определения параметров зацепления выполняют проверочный расчет. Он должен подтвердить правильность выбора табличных величин, коэффициентов и полученных результатов в проектном расчете, а также определить соотношения между расчетными и допускаемыми напряжениями изгибной и контактной выносливости. При неудовлетворительных результатах проверочного расчета нужно изменить параметры передачи и повторить проверку.

При всем конструктивном разнообразии общепромышленных редукторов они мало различаются по технико-экономическим характеристикам и для них типичны средние требования к техническому уровню, критерием которого является отношение массы редуктора к моменту тихоходном валу. В эскизном проектировании предварительно можно принять

(33)

отсюда

(34)

По табл. 4.1 [1] для цилиндрических редукторов получаем предварительные данные

Межосевое расстояние

4.1 Проектный расчет закрытой зубчатой передачи

4.1.1 Определяем межосевое расстояние по формуле

(35)

где:   - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач 43;

           - передаточное число редуктора;

         - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, ;

     - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным

                зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, ;

     - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для

                прирабатывающихся зубьев ;

      - коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 для шестерни,

               расположенной симметрично относительно опор

      

Округляем до ближайшего стандартного большего значения

4.1.2 Определяем модуль зацепления по формуле

(36)

где:   - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач =5,8;

          - делительный диаметр колеса, мм;

           - ширина венца колеса, мм;

      - допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным

                  зубом,

(37)

(38)

Округляем до ближайшего стандартного значения и выбираем из ряда предпочтительных чисел

4.1.3 Предварительный угол наклона зубьев

(39)

4.1.4 Определяем суммарное количество зубьев по формуле

(39)

4.1.5 Угол наклона зубьев

(39)

4.1.4 Определяем количество зубьев шестерни

(40)

4.1.5 Определяем количество зубьев колеса

(41)

4.1.7 Фактическое передаточное число

(43)

4.1.8 Фактическое межосевое расстояние

(44)

4.1.9 Основные геометрические параметры передачи

4.1.9.1 Делительный диаметр

(45)

а) шестерни

б) колеса

4.1.8.2 Диаметр вершин зубьев

(46)

а) шестерни

б) колеса

4.1.8.3 Диаметр впадин зубьев

(47)

а) шестерни

б) колеса

4.1.8.4 Ширина венца

а) колеса

(48)

а) шестерни

(49)

Полученные данные сводим в таблицу

Табл. 6 Основные геометрические параметры передачи

Параметр

шестерня

колесо

делительный диаметр, , мм

51,31

256,57

диаметр вершин, , мм

55,85

259,00

диаметр впадин, , мм

47,97

251,15

ширина венца, , мм

53,00

49,00

4.2 Проверочный расчет закрытой зубчатой передачи

4.2.1 Проверяем межосевое расстояние

(50)

4.2.2 Проверяем пригодность заготовок из условий

так как

заготовка шестерни подходит

так как

заготовка колеса подходит

4.2.3 Проверяем контактные напряжения по условию

(51)

где:   - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач ;

       - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между

                  зубьями, для косозубых колес,

       

       - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной

                 скорости колес и степени точности передачи,

      - окружная сила в зацеплении, Н

(52)

так как

4.2.4 Проверяем напряжения изгиба зубьев по условию

а) колеса

(53)

где: - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между

               зубьями, для косозубых колес,

      - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для

              прирабатывающих зубьев колес,

     - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной

              скорости колес и степени точности передачи,

      - коэффициенты формы зуба,

     - коэффициент, учитывающий наклон зуба, для косозубых

(54)

так как

что удовлетворяет условиям использования

б)шестерни

(55)

так как

что удовлетворяет условиям использования

5 Расчет открытой передачи

Ременные передачи относятся к категории быстроходных передач. Исходными данными для расчета ременных передач являются номинальная мощность и номинальная частота вращения двигателя или условия долговечности ремня.

В разрабатываемом проекте конструируются ременные передача открытого типа с ремнем клинового сечения.

Расчет ременных передач проводится в два этапа: первый— проектный

расчет с целью определения геометрических параметров передачи;

второй— проверочный расчет ремней на прочность.

5.1  Проектный расчет ременной передачи

5.1.1 Выбираем сечение ремня

Выбор сечения ремня производится в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом, равной номинальной мощности двигателя и его частоты вращения, равной номинальной частоте вращения двигателя.

В нашем случае будет сечение

Б

5.1.2 Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива

Диаметр ведущего шкива зависит от вращающего момента на валу двигателя и выбранного сечения ремня.

5.1.3 Определяем диаметр ведомого шкива

(57)

где: - коэффициент скольжения,

Выбираем ближайший диаметр из стандартного ряда

5.1.4 Определяем фактическое передаточное число

(58)

Проверяем отклонение по условию

(59)

что удовлетворяет условию

5.1.5 Ориентировочное межосевое расстояние

(60)

где: - высота сечения клинового ремня,

5.1.6 Расчетная длина ремня

(61)

Из табл. К31 [1] выбираем ближайший стандартный ремень

5.1.7 Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине

(62)

5.1.8 Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива

(63)

Для клиновых ремней

5.1.9 Определяем скорость ремня

(64)

что обеспечивает использование ременной передачи при заданных диаметров шкивов

5.1.10 Частота пробегов ремня

(65)

Соотношение пробегов условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы - 1000...5000 ч.

что обеспечивает гарантированное использование ременной передачи при заданных диаметров шкивов

5.1.10 Допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнем

Допускаемая мощность , передаваемая одним клиновым ремнем, зависит от типа ремня, его сечения, скорости и диаметра ведущего шкива.

По табл. 5.5 [1] определяем, что один клиновой ремень сечением Б при окружной скорости 4,47 м/с способен передать мощность в 1,05 кВт, следовательно необходимое количество ремней для передачи общей мощности составит

(66)

5.1.11 Сила предварительного натяжения

(67)

где: - коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой,

            

      - коэффициент угла обхвата,

      - коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы,

            

5.1.12 Окружная сила, передаваемая комплектом ремней

(68)

5.1.13 Сила натяжения ветвей

а) ведущей ветви

(69)

б) ведомой ветви

(70)

5.1.14 Сила давления ремней на вал

(71)

5.2  Проверочный расчет ременной передачи

5.2.1 Проверяем прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви по условию

(72)

где: - напряжение растяжения, ;

       - напряжения изгиба,

       - напряжения от центробежных сил,  

       - допустимое напряжения растяжения, для клиновых   

(73)

где:  - площадь поперечного сечения ремня,

(74)

где:  - модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных

                 ремней,

(75)

где:  - плотность материала ремня,

так как

следовательно, прочность ремня удовлетворяет

6 Нагрузки валов редуктора

6.1 Силы в зацеплении   

В редукторе будут следующие силы в зацеплении

6.1.1 Окружная сила

(57)

6.1.2 Радиальная сила

(59)

6.1.3 Осевая сила

(61)

6.2 Консольные силы

В проектируемом приводе конструируются открытая ременная передача, определяющая консольную нагрузку на выходной конец быстроходного вала. Кроме того, консольная нагрузку вызывает муфта, соединяющая редуктор с рабочей машиной.

6.2.1 Консольные силы в открытой передаче

6.2.2 Консольная сила на муфте

(64)

7 Расчет валов

Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию - совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия). Так как напряжения в валах от растяжения небольшие, в сравнении с напряжениями от кручения и изгиба, то их обычно не учитывают.

Расчет редукторных валов произведем в два этапа: проектный (приближенный) расчет валов на чистое кручение; проверочный (уточненный) расчет валов на прочность по напряжениям изгиба и кручения.

7.1 Выбор материалов валов

В редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали, одинаковые для быстроходного и тихоходного вала.

Материал вала - сталь 45,

термообработка,- нормализация,

твердость-  179...207 НВ,

7.2 Допускаемые напряжения 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, допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными

7.3 Определение геометрических параметров ступеней валов

7.3.1 Выходной конец быстроходного вала

На этом конце будет крепиться шкив ременной передачи

Диаметр шейки

(65)

Принимаем ближайшее стандартное

Длина шейки

(66)

Принимаем ближайшее стандартное

7.3.2 Шейка под подшипник быстроходного вала

Диаметр шейки

(67)

Принимаем стандартный размер под внутреннюю обойму подшипника

Длина подшипниковой шейки.

Принимаем длину шейки равной ширине подшипника плюс ширина уплотнительного кольца. Предварительно назначаем для быстроходного вала радиальные шарикоподшипники:

7.3.3 Шейка под шестерню быстроходного вала

(68)

7.3.4 Выходной конец тихоходного вала

На этом конце будет крепиться полумуфта

Диаметр шейки

Принимаем ближайшее стандартное

Длина шейки

(67)

7.3.5 Шейка под подшипник тихоходного вала

Диаметр шейки

Принимаем ближайший стандартный размер под внутреннюю обойму подшипника

Длина подшипниковой шейки.

Принимаем длину шейки равной ширине подшипника плюс ширина уплотнительного кольца. Предварительно назначаем для быстроходного вала радиальные шарикоподшипники:

7.3.6 Шейка под зубчатое колесо

8 Конструктивная компоновка привода

8.1 Зубчатое колесо

 

Основные параметры зубчатых  колес (диаметр, ширина, модуль, число зубьев и пр.) определены при проектировании передачи. Конструкция колес зависит главным образом от проектных размеров, материала, способа получения заготовки и масштаба производства.

В проектируемых приводах колеса редукторов получаются относительно небольших диаметров и их изготовляют из круглого проката или поковок. Ступицу колес цилиндрических редукторов располагают симметрично относительно обода.

8.1.1 Геометрические параметры колеса

 

Наружный диаметр зубчатого колеса

Внутренний диаметр зубчатого колеса

Диаметр ступицы

(101)

Длина ступицы

(102)

8.2 Вал-шестерня

Цилиндрические и конические шестерни при u >3,15 выполняют заодно с валом, а при u<2,8 они могут быть насадными, если это конструктивно необходимо.

Однако стоимость производства при раздельном исполнении вала и червяка увеличивается вследствие увеличения числа посадочных поверхностей и необходимости применения того или иного соединения, поэтому червяки чаще всего выполняют заодно с валом.

8.3 Шпоночные соединения

В индивидуальном и мелкосерийном производстве используют главным образом призматические шпонки, изготовленные из стали. Длину шпонки выбирают из стандартного ряда так, чтобы она была меньше длины ступицы насаживаемой детали на 5...10 мм. Сечение шпонки зависит от диаметра ступени.

При передаче вращающего момента шпоночным соединением применение посадок колеса на вал с зазором недопустимо, а посадок переходных крайне нежелательно, так как происходит обкатывание со скольжением поверхностей вала и отверстия колеса, которое приводит к износу. Поэтому на посадочных поверхностях вала и отверстия колеса следует создавать натяг.

При этом рекомендуются посадки для червячных колес Н7/г6 (H7/sl)

Быстроходный вал

Шпоночное соединение со шкивом

Тихоходный вал

Шпоночное соединение зубчатого колеса

Шпоночное соединение с полумуфтой

8.4 Проверочный расчет шпонок

Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие.

 

(103)

где: - допустимое напряжение на смятие. Для стальных ступиц колеса      ;

       - окружная сила на колесе;

      - площадь смятия

(104)

где: - рабочая длина шпонки

       

(105)

где: - размеры шпонки

Прочность на смятие обеспечена

8.5 Посадка подшипников

В проектируемых редукторах внутреннее кольцо подшипника вращается относительно радиальной нагрузки, подвергаясь так называемому циркуляционному нагружению; наружное кольцо — неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению.

Соединение вращающихся относительно радиальной нагрузки внутренних колец подшипника с валом осуществляется с натягом, исключающим проворачивание и обкатывание кольцом сопряженной ступени вала.

Посадки неподвижных относительно радиальной нагрузки наружных колец подшипника выбирают более свободными, допускающими наличие небольшого зазора: периодическое проворачивание наружного кольца полезно, так как при этом изменяется положение его зоны нагружения. Кроме того, такое сопряжение облегчает осевые перемещения колец при монтаже, при регулировании зазора в подшипниках и при температурных деформациях валов.

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 или отверстия в корпусе.

Проектируемые согласно техническим заданиям приводы работают в режиме мало меняющейся нагрузки.

В этом случае поле допуска вала для внутреннего кольца подшипника

при циркуляционном нагружении для шариковых подшипников

Поле допуска отверстия для наружного кольца шариковых и роликовых подшипников при местном нагружении

8.6 Уплотнительные устройства

 Применяют для предотвращения вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также защиты их от попадания пыли, грязи и влаги.

В зависимости от места установки в подшипниковом узле уплотнения делят на две группы: наружные — устанавливают в крышках и внутренние — устанавливают с внутренней стороны подшипниковых узлов.

Манжетные уплотнения.

Их используют при смазывании подшипников как густым, так и жидким материалом при низких и средних скоростях v <10 м/с, так как они  оказывают сопротивление вращению вала.

Для быстроходного вала применим манжету

Для тихоходного вала применим манжету

9 Выбор муфт

В проектируемом приводе применены компенсирующие разъемные муфты нерасцепляемого класса в стандартном исполнении.

Для соединения выходных концов тихоходного вала редуктора и приводного

вала рабочей машины применена муфта с торообразной оболочкой.

Муфты просты по конструкции и обладают высокой податливостью, что позволяет применять их в конструкциях, где трудно обеспечить соосность валов, при переменных ударных нагрузках, а также при значительных кратковременных перегрузках.

Материал полумуфт — сталь СтЗ (ГОСТ 380—88); материал упругой оболочки — резина с пределом прочности при разрыве не менее 10 Н/мм1 При предельно допустимых для муфты смещениях радиальная сила и изгибающий момент от нее невелики, поэтому при расчете валов и их опор этими нагрузками можно пренебречь.

Исходя из момента и диаметра применяем муфту

10 Смазка закрытой передачи и подшипников

Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Данный способ применяется для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/c.

Сорт масла рекомендуется выбирать в зависимости от значения контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скорости колёс.

Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяется из расчета 0,4…0,8л. на  1кВт. передаваемой мощности.

Контроль за уровнем масла, находящегося в корпусе редуктора будем контролировать жезловым маслоуказателем.

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. Стечением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло в редукторе периодически меняют. Для этого в корпусе редуктора предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путём установки отдушины. Отдушину устанавливаем на крышку смотрового окна.

Для смазывания подшипников применим пластичную смазку ЦИАТИМ-203 по ГОСТ8773-73

Для отделения подшипникого узла от общей смазочной системы редуктора применим мазеудерживающее кольцо.

В качестве уплотняющего устройства используем манжетные уплотнения по ГОСТ8752-79.

11 Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и подшипники, предварительно нагретые до ;

в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают роликоподшипники, также предварительно нагретые в масле.

Собранные валы устанавливают в корпус редуктора: быстроходный вал устанавливается в крышку корпуса, а тихоходный вал закладывается в основание корпуса. Крышку корпуса вместе с быстроходным валом надевают на основание, покрывая предварительно поверхность стыка крышки и основания спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на основание с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящих крышку к основанию.

Далее в подшипниковые камеры устанавливают распорные кольца и закладывается пластичная смазка.

Перед установкой сквозных крышек в них устанавливают манжеты. На все крышки, закрывающие подшипниковые камеры, устанавливают прокладки, затем крышки устанавливают в подшипниковые гнёзда. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки)  и закрепляют крышки болтами.

Литература.

1. Шейблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин» 2002 г.

2. Дунаев П. Ф., Пелинов О. П. «Курсовое проектирование» 1984 г.

3. Чернавский С.А. «Курсовое проектирование деталей машин» 1987 г.

4. Чернилевский Д.В. «Курсовое проектирование деталей машин и механизмов» 1980 г.

5. Посилевич  Г. Б. «Детали машин» 1988 г.

6. Федосьев  В. И. «Сопротивление материалов» 1985 г.


Изм

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

Разраб.

Привод ленточного конвейера

В

Литер

Лист

Листов

Провер.

У

1

Н.конр.

Утв.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

10169. Чернобыльская радиация в вопросах и ответах 735.41 KB
  Когда в СССР сообщили об аварии на Чернобыльской АЭС Первая информация об аварии прозвучала в программе Время вечером 27 апреля, первая публикация в печати состоялась 28 апреля...
10170. Информационное общество как тип социальной организации 58 KB
  Информационное общество как тип социальной организации. Оценка сущности последней стадии в социальной философии ХХ в. претерпела эволюцию. Первоначально она характеризовалась как постиндустриальное общество Д. Белл технотронное общество З. Бжезинский. В 80х г...
10171. Проблема личности в информационном обществе 150 KB
  Проблема личности в информационном обществе Таким образом можно составить обобщенный свод проблем личности в информационном обществе. 1. Проблемы общения. С одной стороны благодаря Интернету мир превратился в мировую деревню: термин ввел в 70е гг. Маклюэн: все д...
10172. Гуманитарная философия техники. Льюис Мэмфорд: миф машины 44.5 KB
  Гуманитарная философия техникиИнженерная философия техники анализ техники как бы изнутри и – в конечном счете – интерпретация технического способа бытия человека в мире как парадигматического главного для понимания других типов человеческого мышления и действия мог
10173. Ортега-и-Гассет Х. 31.5 KB
  Х. Ортегаи-Гассет. Испанский философ Хосе Ортегаи-Гассет 18831955 в связи с анализом техники указывал на двойственность человека – он отличен от природы и вместе с тем посредством техники он с ней сливается. По мысли Ортегии-Гассета современный мир сделали возможным тр...
10174. Смысл техники в философии Карла Маркса 41.5 KB
  Смысл техники в философии Карла Маркса О смысле техники и ее роли в человеческой истории философы много спорили. Широкое распространение получил марксистский подход который отождествлял технику с объективацией некоторых природных свойств в инструментальных целях тр
10175. Философия техники П.К. Энгельмейера 77.5 KB
  Философия техники П.К. Энгельмейера В настоящей статье обсуждаются совершенно конкретные вопросы творческой или если угодно инновационной деятельности инженера всесторонне рассмотренные в трудах во многом забытых выдающегося ученого П.К. Энгельмейера главным
10176. Карл Ясперс 262.5 KB
  Карл Ясперс. Близки к Хайдеггеру размышления известного немецкого философа одного из крупнейших экзистенциалистов Карла Ясперса 18831969. В работе Истоки истории и ее цель философ рассматривает технику как новый фактор мировой истории.[2] Он призывает к осознанию совр
10177. Техника как ставка века Жака Эллюля 38 KB
  Эллюль рассматривает ее как диалектическую противоположность библейской вере. Он утверждает, что в то время, как техника являет собой попытку людей создать в этом мире свой дом, Библия отрицает то, что человек воистину когда-либо находится у себя дома в этом мире