рефераты конспекты курсовые дипломные лекции шпоры

Раздел Образование
/
Привод побудителя распределителя щебня и гравия Д-337

Реферат Курсовая Конспект

Выберите учебное заведение

Привод побудителя распределителя щебня и гравия Д-337

Привод побудителя распределителя щебня и гравия Д-337 - раздел Образование, ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДОВ Цепная Передача (Рис. 4.15) Состоит Из Звёздочек И Цепи, Охватывающей Звёздоч...

Цепная передача (рис. 4.15) состоит из звёздочек и цепи, охватывающей звёздочки и зацепляющейся за их зубья [1, 8, 9]. Цепью можно приводить несколько ведомых звёздочек. Такие передачи устанавливают, в основном, на тихоходной ступени. Для этого применяют цепи с шагом от 8 до 50,8 мм.

По характеру работы различают приводные, тяговые и грузовые цепи. В качестве приводных применяют роликовые, втулочные и зубчатые (рис. 4.16).

Рис. 4.16. Конструкция роликовой, втулочной и зубчатой цепей

Основные характеристики – шаг и ширина, основная силовая характеристика – разрушающая нагрузка. В обозначении роликовых или втулочных цепей указывают: тип, шаг, разрушающую нагрузку и номер стандарта. Например, Цепь ПР-8-4,6 ГОСТ 13568-97, что означает цепь приводная роликовая с шагом 8 мм, усилие разрыва 4,6 КН. У многорядных цепей в начале указывают число рядов, например, Цепь 3ПР-12,7-45,7 ГОСТ 13568-97.

Рассмотрим расчёт роликовой цепной передачи привода побудителя распределителя щебня и гравия Д-337 [3] для вспомогательных ремонтно-дорожных работ (рис. 4.17).

Исходные данные.

Мощность на ведущем валу с учётом потерь в редукторе N₁ = 1,5 кВт.

Частота вращения ведущей звёздочки (двигатель 1000 об/мин и редуктор с передаточным отношением U_ред = 3·3 = 9; n₁ = 1000/9 = 111 об/мин.

Вращающий момент на валу ведущей звёздочки M₁= 30N₁/(πn₁) =
= 30·1500/(π·111) = 128,9 ≈ 130 Нм.

Передаточное отношение цепной передачи U = 2. Угол наклона передачи
β = 45°. Работа односменная, пусковая нагрузка до 120 %.

Рис. 4.17. Цепная передача Д-337

В качестве приводной цепи применяем приводную однорядную роликовую цепь по ГОСТ 13568-97 (табл. 4.16). Рассчитываем в следующем порядке.

Минимально допустимое число зубьев малой звёздочки Z₁ = 7, но обычно рекомендуют принимать оптимальное Z₁ = 29 – 2U [1]. В нашем случае Z₁ = 29 − 2·3 = 23. Принимаем Z₁ = 20.

Число зубьев ведомой звёздочки Z₂ = Z₁· U = 20·3 = 60.

Уточняем передаточное отношение U = Z₂/ Z₁= 60/20 = 3, что находится в пределах допускаемого расхождения (± 5 %).

Ориентировочно определяем шаг цепи по формуле

P = 12,8(М₁/Z₁)^1/3 = 12,8(130/20)^1/3= 23,87 мм.

Задаёмся рядом стандартных значений шага (табл. 4,16):

P₍₁₎ = 19,05 мм; P₍₂₎ = 25,4 мм; P₍₃₎ = 31,75 мм.

Этим шагам соответствуют разные скорости цепи V=Z₁·P ·n₁/60000;

V₍₁₎ = 20·19,05·111/60000 = 0,71 м/с;

V₍₂₎ = 20·25,4·111/60000 = 0,94 м/с;

V₍₃₎ = 20· 31,75·111/60000 = 1,17 м/с.

Вычисляем окружное усилие в цепи F_t = N₁· 1000 /V. Выбранным шагам соответствуют окружные усилия: F_t₍₁₎= 1,5 · 1000/0,71 = 2112 Н;

F_t₍₂₎= 1,5 · 1000/0,94 = 1595 Н;

F_t₍₃₎= 1,5 · 1000/1,17 = 1282 Н.

Таблица 4.16 Размеры и параметры приводных роликовых цепей по ГОСТ 13568-97
Обозначение цепи	Шаг цепи р, мм	Диаметр ролика, d, мм	Диаметр валика, d, мм	Расстояние между внутренними пластинами, В_вн, мм	Ширина Пластин h, мм	Расстоя- ние между рядами цепей, h₁, мм	Проекция площади шарнира а, мм²	Разрушающая нагрузка, F_раз, КН	Масса 1м цепи Q, кг
ПР-8-4,6	8,00	5,00	2,31	3,00	7,5	–		4,60	0,20
ПР-9,525-9,1	9,525	6,35	3,28	5,72	8,5	–		9,10	0,45
ПР-12,7-10-1	12,7	7,75	3,66	2,40	10.0	–		9,00	0,35
ПР-12,7-9	12,7	7,75	3,66	3,30	10,0	–		9,00	0,35
ПР-12,7-18,2-1	12,7	8,51	4,45	5,40	11,8	–		18,2	0,65
ПР-12,7-18,2	12,7	8,51	4,45	7,75	11,8	–		18,2	0,75
2ПР-12,7-31,8	12,7	8,51	4,45	7,75	11,8	13,92		31,8	1,4
3ПР-12,7-45,7	12,7	8,51	4,45	7,75	11,8	13,92		45,4	2,0
ПР-15,875-23-1	15,875	10,16	5,08	6,48	14,8	–		23,0	0,8
ПР-15,875-23	15,875	10,16	5,08	9,65	14,8	–		23,0	1,0
2ПР-15,875-45,4	15,875	10,16	5,08	9,65	14,8	16,59		45,4	1,9
3ПР-15,875-68,1	15,875	10,16	5,08	9,65	14,8	16,59		68,1	2,8
ПР-19,05-31,8	19,05	11,91	5,94	12,70	18,2	–		31,8	1,9
2ПР-19,05-64	19,05	11,91	5,94	12,70	18,2	22,78			2,9
3ПР-19,05-96	19,05	11,91	5,94	12,70	18,2	22,78			4,3
4ПР-19,05-128	19,05	11,91	5,94	12,70	18,2	22,78			5,8
ПР-25,4-60	25,4	15,88	7,92	15,88	24,2	–			2,6
2ПР-25,4-114	25,4	15,88	7,92	15,88	24,2	29,29			5,0
3ПР-25,4-171	25,4	15,88	7,92	15,88	24,2	29,29			7,5
4ПР-25,4-171	25,4	15,88	7,92	15,88	24,2	29,29			10,9
ПР-31,75-89	31,75	19,05	9,53	19,05	30,2	–			3,8
2ПР-31,75-177	31,75	19,05	9,53	19,05	30,2	35,76			7,3
3ПР-31,75-265,5	31,75	19,05	9,53	19,05	30,2	35,76			11,0
4ПР-31,75-355	31,75	19,05	9,53	19,05	30,2	35,76			14,7
ПР-38,1-127	38,1	22,23	11,10	25,40	36,2	–			5,5
2ПР-38,1-254	38,1	22,23	11,10	25,40	36,2	45,44			11,0
3ПР-38,1-381	38,1	22,23	11,10	25,40	36,2	45,44			16,5
4ПР-38,1-508	38,1	22,23	11,10	25,40	36,2	45,44			22,0
ПР-44,45-172,4	44,45	25,40	12,70	25,40	42,4	–		172,4	7,5
2ПР-44,45-344	44,45	25,40	12,70	25,40	42,4	48,87			14,4
3ПР-44,45-517,2	44,45	25,40	12,70	25,40	42,4	48,87			21,7
ПР-50,8-227	50,8	28,58	14,27	31,75	48,3	–			9,7
2ПР-50,8-453,6	50,8	28,58	14,27	31,75	48,3	58,55			19,1
3ПР-50,8-680,4	50,8	28,58	14,27	31,75	48,3	58,55			28,3
4ПР-50,8-900	50,8	28,58	14,27	31,75	48,3	58,55			38,0
ПР-63,5-354	63,5	39,68	19,84	38,10	60,4	–			16,0

Определяем коэффициент, учитывающий условия эксплуатации цепи

К_Э = К₁· К₂· К₃· К₄· К₅· К₆· К₇,

где К₁– коэффициент динамичности нагрузки: при спокойной нагрузке 1; при нагрузке с толчками 1,2 … 1,5; при сильных ударах 1,6…1,9;

К₂– коэффициент длины цепи, зависящий от соотношения межосевого расстояния и шага: при А = (30…50)Р принимаем К₂= 1; при А < 25 Р принимают ем К₂= 1,25; при А = (60…80)Р принимаем К₂= 0,8;

К₃– коэффициент угла β наклона передачи к горизонту: при β ≤ 45° принимаем К₃= 1; при β > 45° принимаем К₃= 0,15β^1/2;

К₄– коэффициент регулировки цепи: для передач с регулировкой положения одной из звёздочек равен 1; для передач с нерегулируемыми осями звёздочек равен 1,25; для передач с оттяжными или нажимными роликами равен 1,1;

К₅– коэффициент характера смазывания (табл. 4.17), зависящий от качества смазывания (табл. 4.18); в условиях дорожно-ремонтных работ при недостаточном качестве смазывания, для скорости цепи менее 4 м/с можно принять К₅ = 1,8;

К₆– коэффициент режима работы передачи: при односменной работе 1; при двухсменной работе К₆= 1,25; при трёхсменной К₆= 1,45;

К₇– коэффициент температуры окружающей среды: при 25 °С < t ≤ 150 °С принимаем К₇= 1.

Таблица 4.17 Коэффициент характера смазывания, k₅
Условия работы	Качество смазывания	Коэффициент k₅
Без пыли	I	0,80
II	1,00
Запылённое	II	1,30
III	1,80 для V ≤ 4 м/с 3,00 для V ≤ 7 м/с
Грязное	III	3,00 для V ≤ 4 м/с 6,00 для V ≤ 7 м/с
IV	6,00 для V ≤ 4 м/с

Таблица 4.18 Качество смазывания цепных передач
Качество смазывания	Смазывание цепи при различных скоростях
До 4 м/с	До 7 м/с	До 12 м/с	Свыше 12 м/с
I – хорошее	Капельное, 10 кап/мин	В масляной ванне	Циркуляционное под давлением	Разбрызгиванием
II – удовлетворительное	Смазка густая, внутришарнирная. Пропитка цепи через 120…180 ч	Капельная, 20 кап/мин	В масляной ванне	Циркуляционное под давлением
III – недостаточное	Периодическая через 6…8 часов
IV – без смазки	Допускается при скорости цепи менее 0,1 м/с

−

Итак, для нашей передачи К₁= 1,5; К₂= 1; К₃= 1; К₄= 1; К₅= 1,8; К₆= 1; К₇= 1. Тогда К_Э = 2,7.

Если коэффициент эксплуатации получается больше трёх, то необходимо изменять условия работы передачи.

Вычисляем ряд удельных давлений, соответствующих выбранным шагам
p = F_t · K_Э/(a m_p), где a − проекция опорной поверхности шарнира, мм²(табл. 4.16); коэффициент неравномерности распределения нагрузки по рядам цепи m_p = 3,0 для четырёхрядной, m_p = 2,5 для трёхрядной, m_p = 1,7 для двухрядной и m_p = 1 для однорядной цепи.

контактные давления, соответствующие выбранным шагам цепи:

р₍₁₎ = 2112·2,7/(105·1) = 54,3 МПа;

р₍₂₎ = 1595·2,7/(179·1) = 24,1 МПа;

р₍₃₎ = 1282·2,7/(262·1) = 13,21 МПа.

Рассчитанные контактные давления сравниваем с допускаемыми:

Таблица 4.19 Допускаемое давление в шарнирах роликовых цепей[p], МПа

Шаг Р, мм

Частота вращения малой звёздочки, об/мин

12,7 ... 15,875

18,5

19,05 … 25,4

–

31,75 … 38,1

–

44,45 … 50,8

–

Выбранным шагам (и частоте вращения 111 об/мин) соответствуют допускаемые давления 32 МПа, меньше которых будут контактные давления р₍₂₎ =
= 24,1 МПа и р₍₃₎ = 13,21 МПа, соответствующие цепям с шагами 25,4 мм и 31,75 мм.

Выбирая между этими двумя цепями, следует учитывать, что больший шаг даст и большие габариты. Поэтому для данного привода по критерию износостойкости назначаем цепь ПР-25,4-60 ГОСТ 13568-97 с шагом 25,4 мм, усилием разрыва 60 КН, диаметром ролика 15,88 мм, расстояние между внутренними пластинами 15,88 мм и погонной массой цепи 2,6 кг/м. Проекция опорной поверхности шарнира 179 мм².

Развернуть

Открыть в широком формате

– Конец работы –

Эта тема принадлежит разделу:

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДОВ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНОГО ТРАНСПОРТА... ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО... САМАРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ...

Если Вам нужно дополнительный материал на эту тему, или Вы не нашли то, что искали, рекомендуем воспользоваться поиском по нашей базе работ: Привод побудителя распределителя щебня и гравия Д-337

Что будем делать с полученным материалом:

Если этот материал оказался полезным ля Вас, Вы можете сохранить его на свою страничку в социальных сетях:

Все темы данного раздела:

Транспортной техники
Условия работы приводов механизмов и машин транспортной техники имеют некоторую эксплуатационную специфику, продиктованную эксплуатацией в сравнительно тяжёлых условиях: − слабая пре

Транспортных приводов
Приводы в зависимости от величины и направления передаваемой мощности можно условно разделить на группы: − тяговые; − распределительные; − агрегатные;

Методика выбора оптимальных параметров привода
Современными источниками движения для подавляющего большинства машин и механизмов являются электрические и тепловые двигатели. Они надолго заняли эту технологическую нишу в силу своего неоспоримого

Транспортной техники
Главной особенностью расчётов при проектировании зубчатых колёс является учёт знакопеременных и динамических нагрузок, циклической усталости, корректный выбор допускаемых напряжений, коэффициентов

Материалы и общие принципы расчёта зубчатых передач
Зубчатые передачи являются наиболее распространенными механическими передачами и механизмами самых различных машин, приборов и приспособлений. Важнейшей задачей проектирования является выбор матери

Тяговый привод тепловоза ТЭП60
Рис. 3.5. Силовой привод ТЭП60 Рассмотрим методику расчё

Привод шлагбаума ША-8N
Цилиндрические открытые зубчатые передачи рассчитываются аналогично закрытым. Методика расчёта соответствует ГОСТ 21354-87 "Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления

Расчёт планетарной передачи. Привод шуруповёрта ШВ-2М
Планетарные передачи применяются в качестве распределительных механизмов, позволяя регулировать потоки мощности путём торможения различных звеньев и как дифференциальный механизм. Эти передачи комп

Расчёт волнового редуктора. Привод шлагбаума ША-8N
Волновые передачи применяются тогда, когда необходимо существенно понизить частоту вращения высокооборотного электродвигателя при малых габаритах привода [45]. Это достигается за счёт применения ги

Привод системы охлаждения генератора тепловоза 2ТЭ10Л
Конические зубчатые передачи выходят из строя по тем же причинам, что и цилиндрические. Поэтому и рассчитываются они аналогично, лишь с использование параметров эквивалентных цилиндрических передач

Электробалластера ЭЛБ-1
Червячные передачи, благодаря своему высокому передаточному отношению и возможности самоторможения, применяются в грузоподъёмных механизмах строительных, путевых и дорожно-строительных машин.

Передвижения пакетов пути моторной платформы МПД
Вследствие нагрева, вызванного трением, червячные передачи нуждаются также и в тепловом расчёте. Практика показывает, что отказ механизма неизбежен при температуре, выше предельной 95 °С. Допускаем

Расчёт фрикционных передач
Фрикционными называют передачи, в которых силовое взаимодействие жёстких звеньев осуществляется за счёт сил трения (рис. 4.1). Их применяют для передачи движения между валами с параллельными и пересек

Электрогенераторов РД2Д и ТРКП
Ременные передачи относятся к быстроходным передачам и поэтому в приводах они чаще всего применяются в первой ступени, когда нужно понизить частоту вращения перед входом в редуктор. Чаще всего это

Расчёт зубчатоременных передач
Зубчатые ремни (ОСТ 3805114-76) выполняются бесконечными плоскими на наружной поверхности с выступами на внутренней поверхности, входящими в зацепление с зубьями на шкивах. Передают мощности до 200

Натяжные устройства ременных передач
В процессе работы любых ременных передач необходимо обеспечить постоянное заданное натяжение ремня. Для этого применяют три типа натяжных устройств: постоянного, периодического и автоматического де

Проверяем цепь по допускаемой частоте вращения
n1max = 14 Z11/4 ·103/p = 14 · 20 1/4 · 103 / 25,4

Расчёт валов. Ведущий вал мультипликатора ТРКП
Расчёт валов проводится с целью определения геометрических параметров (диаметров), способных выдерживать требуемые нагрузки, а также для проверки прочности спроектированного вала при действии знако

Расчёт и выбор подшипников скольжения
Подшипники скольжения, помимо своих специфических областей применения (разъёмные опоры, особо тяжелые валы, большие вибрации и удары, малые габариты, особо точного поворота, высоких частот вращения

Осевые подшипники привода EUK
Подшипники качения рассчитываются тогда, когда рассчитаны силы во всех зацеплениях, известны все моменты, действующие на валах, намечены места размещения опор валов и определены реакции опор. Эти р

Шпалоподбивочной машины ШПМ-2
Упругие втулочно-пальцевые муфты (МУВП) получили широкое распространение благодаря простоте конструкции и удобству замены упругих элементов. Это особенно удобно при замене разрушенных резино

Домкрат ДВ10
Винты с ходовыми резьбами, называемые также передачами винт-гайка или винтовыми механизмами, применяются для преобразования вращательного движения в поступательное или передачи сил, как силовые вин

Системы смазывания деталей приводов
В механизмах необходимо смазывать те сопряжения, в которых контактируют движущиеся детали. В первую очередь − зубчатые зацепления, особенно червячные, и подшипники. С

При перевозке в грузовом вагоне
Обычно расчёт сварных соединений выполняется на стадии проектирования машины, когда известен общий вид конструкции, примерное расположение и длина швов, по справочным данным назначена марка элект

Стяжных и анкерных болтов
Наиболее распространённым видом крепёжных деталей в транспортных машинах являются болты метрические с шестигранной головкой (табл 11.5,6). Болты (винты) изготавливают разных классов прочно

Расчёт соединения с натягом. Посадка колеса на ось колёсной пары локомотива
Соединения деталей с натягом широко распространены в транспортном машиностроении. Образуются за счёт натяга, т.е. отрицательной разницы диаметров охватывающей детали (отверстия) и о

Определяем минимальный расчётный натяг
Δmin = pkmind2(С1/Е1 + С2

Расчёт шпоночных соединений
Поскольку призматическая и сегментная шпонки передают вращающий момент между валом и колесом, воспринимая его через контактные усилия на своих боковых поверхностях, то основной проектировочный расч

Кранов УКД-12,5 и ПКД-25
Шлицы надёжнее шпонок, особенно при переменных нагрузках, точнее центрируют детали, облегчают продольные перемещения деталей на валу. Как по внешнему виду, так и по динамическим условиям работы шли

Расчёт штифтовых соединений
Такие соединения образуются совместным сверлением соединяемых деталей и установкой в отверстие с натягом специальных цилиндрических или конических штифтов [1, 8, 9]. Цилиндрические штифты

Библиографический список
1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя : В 3 т. – 9-е изд., перераб. и доп. ; под ред. И.Н. Жестковой. – М. : Машиностроение, 2006. – Т.1 – 928 с. ; Т.2 – 960 с. ; Т.3 – 928