Привод к ленточному конвейеру

Привод редуктора .cdw

Допускаемое радиальное смещение валов
двигателя и редуктора - 0
Допускаемое угловое смещение валов
двигателя и редуктора - 1
Мощность на приводном валу конвейера
Угловая скорость приводного вала конвейера
Общее передаточное число привода-32
Передаточное число редуктора-16
Элекродвигатель: тип- 4А90L4
Техническая характеристика
Технические требования

Чертеж вала выходного.cdw

Термообработка: нормализация HB 140 165
Неуказанные предельные отклонения размерпов: отверстий Н14
Неуказанные радиусы 1 мм max

Редуктор.cdw

Плоскость разъема покрыть тонким слоем баке-
литового лака по ГОСТ 901-78 и герметиком по ГОСТ 13489-79
В редуктор залить масло авиационное МС-15
Частота вращения входного вала
Крутящий момент на выходном валу
Передаточное число редуктора- 16
Технические требования
Техническая характеристика

Мет 9-5.doc

Техническое задание на проектирование2
Выбор электродвигателя и кинематический расчет3
Расчет червячной передачи5
Предварительный расчет валов редуктора8
Конструктивные размеры корпуса редуктора9
Первый этап компоновки редуктора10
Расчет открытой цилиндрической передачи11
Проверка долговечности подшипников12
1. Расчетная схема быстроходного вала12
2. Расчетная схема тихоходного вала14
Проверочный расчет подшипников16
1. Проверочный расчет быстроходного вала16
2. Проверочный расчет тихоходного вала16
Проверка прочности шпоночных соединений17
Уточненный расчет валов18
Тепловой расчет редуктора21
Посадки деталей редуктора21
Расчет вала конвейера21
Техническое задание на проектирование
Спроектировать привод к цепному конвейеру по схеме (рис.19.9) и графиком нагрузки показанным на рисунке 19.5.
Мощность на ведомом валу зубчатой передачи N3 и угловая скорость вращения ведомого зубчатого колеса w3 приведены в таблице 19.9.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет
- КПД закрытой червячной передачи;
- КПД пары подшипников качения;
- КПД открытой цилиндрической передачи.
Требуемая мощность электродвигателя
Частота вращения вала конвейера
Требуемый эквивалентный момент по графику нагрузки
Требуемая эквивалентная мощность
В таблице П1[1] по эквивалентной мощности электродвигателя и с учетом возможностей привода состоящего из одноступенчатого червячного редуктора и открытой цилиндрической передачи для которых Uр=8 80 и UОП=2 6 выбираем электродвигатель 4А90L4УЗ с параметрами: PДВ=22 кВт nс=1500 обмин S=51 % .
Пусковая мощность электродвигателя
Требуемая пусковая мощность по графику нагрузки .
По пусковой мощности двигатель подходит.
Номинальная частота вращения двигателя
Общее передаточное число привода
Для редуктора принимаем Uр=16.
Тогда для открытой цилиндрической передачи
Частоты вращения валов:
Угловые скорости валов:
Крутящие моменты на валах:
Расчет червячной передачи
Число витков червяка принимаем в зависимости от передаточного числа: при u=16 принимаем =2.
Число зубьев червячного колеса
Принимаем стандартное значение 32.
Ожидаемая скорость скольжения .
Выбираем материал червяка и венца червячного колеса. Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием. Так как к редуктору не предъявляются специальные требования то принимаем для венца червячного колеса безоловяную бронзу БрА9ЖЗЛ (отливка в песок).
Эквивалентное число циклов
Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение по табл. 4.8[1]
Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы
По табл. 4.9[1] при vS=411 мс =1604 МПа.
Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=8.
Принимаем предварительно коэффициент нагрузки К=12.
Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости по формуле (4.19[1])
Принимаем стандартное значение aw=126 мм.
Межосевое расстояние
Основные размеры червяка:
делительный диаметр червяка
диаметр вершин витков червяка
диаметр впадин витков червяка
длина нарезанной части червяка по формуле(4.7[1])
делительный угол подъема витка по табл.(4.3[1]): при z1=2 и q=8=14002 ’
Основные размеры венца червячного колеса:
делительный диаметр червячного колеса
диаметр вершин зубьев червячного колеса
диаметр впадин зубьев червячного колеса
наибольший диаметр червячного колеса
ширина венца червячного колеса по формуле (4.12[1])
По табл. 4.7[1] выбираем 7-ю степень точности передачи.
В этом случае коэффициент динамичности Кv=11.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по формуле ( 4.26[1])
где коэффициент деформации червяка при q=8 и z1=2 .
Принимаем вспомогательный коэффициент x=03.
Коэффициент нагрузки
Проверяем контактное напряжение по формуле (4.23[1])
По табл. 4.9[1] при vS=39 мс =1616 МПа.
Эквивалентное число зубьев
Коэффициент формы зуба по табл.4.5[1] YF=232.
Напряжение изгиба по формуле (4.24[1])
Определение сил в зацеплении червячной передачи:
Окружная на червяке равная осевой на колесе
Окружная на колесе равная осевой на червяке
Предварительный расчет валов редуктора
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении по формуле (8.16[1])
Для соединения вала редуктора с валом двигателя стандартной муфтой необходимо согласовать эти диаметры. Назначаем муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21524-75 с диаметрами dДВ=24 мм и dВ1=25 мм.
Диаметр вала под подшипником dП1=30 мм.
Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении
Принимаем стандартное значение dВ2=35 мм.
Диаметр под подшипником dП2=40 мм.
Диаметр под колесом dК2=45 мм.
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки:
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки
нижнего пояса корпуса
фундаментных (003 0036)*125+12=1575 165 мм
принимаем болты с резьбой М16;
крепящих крышку к корпусу у подшипников
=(07 075)*16=112 12 мм
принимаем болты с резьбой М12;
соединяющих крышку с корпусом
принимаем болты с резьбой М10.
Первый этап компоновки редуктора
Принимаем зазор между торцом шестерни (ступицей колеса) и внутренней стенкой редуктора .
Зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=8 мм.
Намечаем для валов редуктора подшипники по ГОСТ 27365-87.
Условное обозначение
Расчет открытой цилиндрической передачи
По таблице 3.3[1] принимаем для шестерни сталь 40Х улучшенную с твердостью
HB 270; для колеса сталь 40Х улучшенную с твердостью HB 245.
Размеры зубчатых колес в открытых передачах определяют из расчета зубьев на изгиб (на выносливость по напряжениям изгиба). Эти передачи не рассчитывают на контактную прочность потому что абразивный износ поверхностей зубьев открытых передач происходит быстрее чем выкрашивание поверхностных слоев от действия переменных контактных напряжений.
При расчете на изгиб учитывают износ зубьев который приводит к уменьшению их прочности. Расчет на изгиб сводится к определению модуля.
По формуле (10.22[2])
где K-коэффициент нагрузки(принимается предварительно К=12 16; при несимметричном расположении колес и прямых зубьях К=16);
=125 15- коэффициент учитывающий уменьшение момента сопротивления опасного сечения зуба в открытых передачах из-за износа(принимаем =14);
число зубьев шестерни принимаем z=20;
y- коэффициент формы зуба (при z=20 по табл. 10.12[2] y=0371;
-допускаемое напряжение изгиба(по табл.10.6[2] =280 МПа);
- коэффициент ширины по модулю (для прямозубых колес =10 12);
Кпи=1- для прямозубых колес.
Принимаем стандартное значение m=4 мм.
Число зубьев колеса
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные
Силы действующие в зацеплении:
Межосевое расстояние
Ширина колеса . Принимаем b2=50 мм.
Ширина шестерни мм=50+5 мм=55 мм.
Проверка долговечности подшипников
1. Расчетная схема быстроходного вала
Ft1=524 Н Fr1=191 Н Fa1=1663 Н
Определение реакций в подшипниках:
Горизонтальная плоскость
а) определяем опорные реакции
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях:
Вертикальная плоскость
Проверка: 290-191-99=0
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Z в характерных сечениях:
Определяем суммарные реакции:
2. Расчетная схема тихоходного вала
Проверка: 54065-13035-1663-2440=0
Проверка: 13214-6319-191-6704=0
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях:
Проверочный расчет подшипников
1. Проверочный расчет быстроходного вала
Осевые составляющие радиальных реакций:
где по табл.9.6 при RS1> Fa>S1-S2
Pa2= RS1+Fa=110+1663=1773 Н
Определяем отношения:
Эквивалентные нагрузки:
где коэффициент безопасности по таблице 9.4 КБ=13;
температурный коэффициент по таблице 9.5 КТ=10.
Определяем динамическую грузоподъемность для подшипника 2:
Следовательно подшипник пригоден.
Принимаем подшипники легкой серии № 7206А: d=30 мм D=62 мм Т=1725 мм С=38 кН.
2. Проверочный расчет тихоходного вала
где по табл.9.6 при FaRS2 - RS1
Pa1= RS2-Fa=4503-524=3979 Н.
Эквивалентная нагрузка:
Проверка прочности шпоночных соединений
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности по формуле ( 8.22 [ 1 ] )
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице =100 120 МПа при чугунной =50 70 МПа.
При d=25 мм;мм; t1=4 мм; длине шпонки l=36 мм
При d=35 мм;;t1=5 мм; длине шпонки l=50 мм
При d=45 мм;;t1=55 мм; длине шпонки l=56 мм
Уточненный расчет валов
Червячный вал проверять на прочность не следует.
Проверим стрелу прогиба червяка (расчет на жесткость).
Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка
Жесткость обеспечена т.к. f[f].
Материал вала - сталь 45 нормализованная. По таблице 3.3[1] .
Пределы выносливости:
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.
Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (8.17 [ 1 ] )
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
По таблице 8.5[1] принимаем .
По таблице 8.8[1] принимаем .
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
Изгибающий момент в сечении Б-Б
Момент сопротивления изгибу по таблице 8.5[1]
При d=35 мм; b=10 мм; t1=5 мм
Момент сопротивления кручению по таблице 8.5[1]
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
Условие прочности выполнено.
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза
При d=45 мм; b=14 мм; t1=55 мм
Изгибающий момент в сечении В-В
Результирующий коэффициент запаса прочности
Тепловой расчет редуктора
Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А=044 м2 ( здесь учитывалась площадь днища и площадь охлаждающих ребер).
По формуле (10.1[1]) условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе
Считаем что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха и принимаем коэффициент теплопередачи kt=17
Смазывание зацепления и подшипников производится разбрызгиванием жидкого масла. По табл.10.9[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях 1483 МПа и скорости скольжения vs=39 мс рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 15*10-6 м2с. По табл.10.10[1] принимаем масло авиационное МС-15.
Посадки деталей редуктора
Посадки назначаем в соответствии с указаниями данными в табл. 10.13 [1].
Посадка зубчатой шестерни на вал H7k6 по ГОСТ 25347-82.
Посадка колеса червячной передачи на вал H7p6 по ГОСТ 25347-82.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.
Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7.
Расчет вала конвейера
Диаметр вала под колесом открытой зубчатой передачи при допускаемом напряжении
Принимаем стандартное значение dВ3=45 мм.
Диаметр вала под подшипником dП3=50 мм.
Диаметр ступицы звездочки .
Длина ступицы (12 15)45=(54 675) мм принимаем lст=60 мм.
Чернавский С.А. Боков К.Н. Чернин И.М. и др.
Курсовое проектирование деталей машин " М. 1988 г.
«Расчеты деталей машин» М. 1978 г.

Колесо червячное.cdw

Коэффициент смещения
Направление линии зуба
Допуск на накопленную
погрешность шага колеса
Допуск на биение зубчатого
Межосевое расстояние
Вид сопряженного червяка
Число витков сопряженного

Крышка редуктора.cdw

Формовочные уклоны типа
Неуказанные литейные радиусы 5 8 мм
Предельные отклонения по размерам отливки и припуски на
механическую обработку по 3 классу точности
Неуказанные предельные отклонения размеров: H14
Размеры в скобках обработать совместно с корпусом редуктора