125808 (690697), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

4. Проектирование приводного вала и подшипниковых узлов

Приводный вал цепного элеватора примем изготовленный из стали 45 нормализированной, с пределом прочности σ_В=700Мпа, допускаемым напряжением на кручение [τ_К]=20МПа.

Угловая скорость на приводном валу

(рад/с).

Крутящий момент на приводном валу

(кН·м)

Рассчитываем вал на усилия от изгиба и кручения.

Статическая нагрузка, действующая на приводные звездочки, а следовательно и на вал, численно равна:

F_СТ=2·q_Х.Ч.·g·H+q_П·g·H=2·314,2_.·g·30·10^-3+225·g·30·10^-3=251,2 (kH).

Статическая нагрузка, действующая а одной звездочке, или подшипнике:

(кН).

Исходя из полученной нагрузки, спроектируем эпюру изгибающих, при условии, что расстояние между звездочкой и подшипниковым узлом равно 100мм.

По моменту на приводном валу построим эпюру крутящих моментов, действующих на вал.

Так как крутящий момент значительно больше изгибающего, то определим диаметр вала из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба:

(мм) ([8], форм. 8.16, стр.161).

Для обеспечения некоторого запаса прочности, принимаем диаметр выходного вала d_В=230мм. Вал, для облегчения монтажа подшипниковых узлов и приводных звездочек, делаем ступенчатым, каждая последующая ступень которого больше в диаметре на 10мм.

Современные тенденции машиностроения требуют установки более качественной продукции. Выбираем пару сферических роликоподшипников, производства фирмы SKF, типа СС, с цилиндрическим отверстием. Параметры выбранного подшипника ([9], стр.724):

Внутренний диаметр d_i=240мм, внешний диаметр d₀=320мм, ширина подшипника В=60мм, номинальная частота вращения, динамическая грузоподъемность С=564кН, статическая грузоподъемность С₀=1160кН, пограничная нагрузка по усталости P_u=98кН, номинальная частота вращения n_НОМ=1700 об/мин, придельная частота вращения n_ПР=2000 об/мин, масса подшипника m=13,5 кг.

Условное обозначение выбранного подшипника:

SKF23948 CC/W33.

Определяем номинальную долговечность выбранного подшипника в часах:

(часов)

5. Проектирование открытой зубчатой передачи

Определим модуль цилиндрической передачи:

([8], форм. 3.23, стр.41).

В данной формуле:

K_F – коэффициент нагрузки, принимаем K_F=1,5;

Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба, принимаем Y_F=3,61;

– предел выносливости, для марки стали 40Х и объемной закалки, принимаем =550МПа;

– коэффициент зависимости ширины зуба от модуля, принимаем =20;

z₁ – количество зубьев в шестерне, z₁=70;

Из конструктивных соображений, для удобства установки шестерни на тихоходный вал редуктора, принимаем модуль цилиндрической зубчатой передачи m=4.

Количество зубьев в колесе z₂=u_ЗП·z₁=3,63·70=254,1, принимаем z₂=254.

Межосевое расстояние передачи:

a_w=0,5·m·(z₁+z₂)= 0,5·4·(70+254)=648(мм)

Данных пареметров необходимо и достаточно, для проектирования цилиндрической зубчатой передачи.

Шестерню выполняем штампованной, колесо – литым.

Основные параметры элементов проектируемой передачи:

6. Пуск и остановка элеватора

Проверим двигатель на достаточность пускового момента по продолжительности пуска. Время пуска элеватора:

([1], форм.5.40, стр.127).

В данной формуле:

δ – коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс привода, δ=1,2;

I – момент инерции ротора двигателя и муфты,

I=I_P+I_МУВП=7,8+6,9=14,7 (кг·м²);

n – частота вращения двигателя, n=985мин^-1

η – КПД, учитывающий КПД подшипников узлов, открытой зубчатой передачи, редуктора и муфты, η≈0,85;

k_y – коэффициент, учитывающий упругость тягового органа, для цепей конвейеров малой длины k_y=0,95;

k_c – коэффициент, учитывающий уменьшение скорости вращающихся частей конвейера относительно скорости тягового органа, для цепных конвейеров k_c=0,6;

M_СР.П – средний пусковой момент двигателя. Для двигателей с короткозамкнутым ротором:

([1], форм.1.90, стр.36),

где 0,85² – коэффициент, учитывающий возможность работы при падении напряжении в цепи до 85% от нормального.

(Н·м);

М_С – момент статических сопротивлений на валу двигателя,

(Н·м) ([1], форм.5.42, форм.5.43, стр.128)

Полученное значение удовлетворяет рекомендуемому времени пуска.

Момент статических сопротивлений на приводном валу элеватора, необходимый для предотвращения его обратного хода:

([1], форм.5.39, форм.5.39, стр.127),

где k – коэффициент возможного уменьшения сопротивления конвейера, для цепного элеватора k=0,5.

Так как данное значение меньше нуля, то тормоз или останова в конструкции привода элеватора не требуется.

Но поскольку данный элеватор, по технологическому процессу, находится в постоянном движении, то для исключения аварийных ситуаций, связанных м перемещением гибкого элемента с ковшами без производственной необходимости, на быстроходном валу редуктора устанавливаем тормоз, который будет предупреждать несанкционированные рабочие движения элеватора. Выбираем тормоз, конструктивно совместимый с выбранной упругопальцевой муфтой.

Из каталога ([7], т2, табл. V.2.23) принимаем тормоз колодочный с гидровлическим толкателем ТКГ-500, со следующими характеристиками: М_Т=2500Н·м, D_шк=500мм, Н_шк=200мм, δ=8мм, t_торм=0,50с, t_раст=0,40с, m=155кг; тип толкателя ТГМ-80.

7. Расчет натяжного устройства и направляющих устройств

Данный элеватор, по технологическому процессу, постоянно находится в движении. По этому принципу действия принимаем механическое натяжное устройство.

Выбираем натяжной пружинно-винтовой механизм с центральным расположением винта, ход натяжки l_Н=800мм. Устанавливаем механизм между точками 3 и 4. Диаметр звездочек в данном механизме принимаем аналогичный приводным звездочкам.

Крутящий момент в точках 3 и 4:

(кН·м)

Вал натяжного устройства, на котором устанавливаются звездочки, примем изготовленным из стали 45 нормализированной, с пределом прочности σ_В=700Мпа, допускаемым напряжением на кручение [τ_K]=20МПа.

По крутящему моменту определим диаметр вала:

(мм)

Для обеспечения некоторого запаса прочности, принимаем диаметр вала d_B=250мм, данное значение позволяет использовать дубликат пары приводных звездочек в механизме натяжения. Вал делаем ступенчатым, каждая последующая ступень которого больше в диаметре на 10мм.

Из конструктивных соображений, выбираем пару сферических роликоподшипников, производства фирмы SKF, типа СС, с цилиндрическим отверстием. Параметры выбранного подшипника ([9], стр.724):

Внутренний диаметр d_i=260мм, внешний диаметр d₀=360мм, ширина подшипника В=75мм, номинальная частота вращения, динамическая грузоподъемность С=880кН, статическая грузоподъемность С₀=1800кН, пограничная нагрузка по усталости P_u=156кН, номинальная частота вращения n_НОМ=1500 об/мин, придельная частота вращения n_ПР=1900 об/мин, масса подшипника m=23,5 кг.

Условное обозначение выбранного подшипника:

SKF23952 CC/W33.

Определяем номинальную долговечность выбранного подшипника в часах:

(часов)

Рассчитываем пружину натяжного устройства.

Расчетное усилие пружины:

(кН)

Предельное усилие при полностью сжатой пружине:

F_ПР=k_З·F_Р.П.=1,4·28,875=40,425 (kH) ([2], стр.88),

где k_З – коэффициент запаса.

Предварительно принимаем пружину 1-го класса, 4-го разряда, изготовленную из стали 60С2А (ГОСТ 13769-86).

Диаметр проволоки пружины из условия деформации при круцении:

(мм) ([2], форм.172, стр.88),

где k – коэффициент кривизны, λ – отношение среднего диаметра пружины к диаметру проволоки.

Средний диаметр пружины:

D=λ·d=10·50=500 (мм).

Наименьший зазор между витками в рабочем состоянии:

δ=0,2·d=0,2·50=10 (мм).

Шаг рабочих витков:

t=δ+d=10+50=60 (мм)

Длина пружины в свободном состоянии:

L≈k·D=2·500=1000 (мм), где – коэффициент, который учитывает длину пружины при отсутствии направляющих. Принимаем L=1000мм.

В натяжном устройстве, которое установлено на промежутке 1-2 и 5-6 устанавливаем звездочку, аналогичную приводной, установленную на ось. В данной конструкции применяем подшипник SKF23952 CC/W33.

Литература

1 – "Справочник по расчетам механизмов подъемно-транспортных машин", Кузьмин А.В., Марон Ф.Л., Минск, 1983;

2 – "Расчеты грузоподъемных и транспортирующих машин", Иванченко Ф.К., Бондарев В.С., Киев, 1978;

3 – "Транспортирующие машины", Спиваковский А.О., Дьячков В.К., Москва, 1983;

4 – "Машины непрерывного транспорта", Плавинский В.И., Москва, 1969;

5 – "Машины непрерывного транспорта", Зенков Р.Л., Ивашков И.И., Колобов Л.Н., Москва, 1987;

6 – "Транспортирующие машины: атлас конструкций", Спиваковский А.О., Бржезовский С.М., Дьячков В.К., Кузнецов Л.В., Чусов В.И., Шевлягин А.К., Москва, 1971;

7 – "Гохберг"

8 – "Курсовое проектирование деталей машин", Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкович Г.М., Козинцов В.П., Москва, 1988;

9 – Общий каталог подшипников SKF, 2008.

10 – "Подьемно-транспортные машины" Александров М.П., Решетов Д.Н., Байков Б.А. Москва 1987

Характеристики

Список файлов курсовой работы