• RU
  • icon На проверке: 14
Меню

Привод ленточного конвеера (конический редуктор)

  • Добавлен: 17.05.2015
  • Размер: 1 MB
  • Закачек: 1
Узнать, как скачать этот материал

Описание

1. Электродвигатель

2. Ременная передача

3. Конический редуктор

4. Муфта

5. Барабан

Тяговая сила F=3 кН

Скорость движения ленты V=1 м/с

Диаметр барабана D=450 мм

Срок службы привода, лет Lr=7 лет

Коэффициент годового использования Kr=0,5

Коэффициент суточного использования Kc=0,3

Состав проекта

icon
icon записка.DOC
icon колесо A2.CDW
icon СБ1 A1.cdw
icon СБ2 А1.CDW
icon спец.spw
icon вал А3.CDW

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon записка.DOC

Кинематическая схема.2
Кинематический расчет привода.3
1.Выбор мощности двигателя.3
2 Определение передаточных чисел3
3 Определение чисел оборотов валов.4
4 Определение вращающих моментов.4
5 Срок службы приводного устройства4
Расчет ременной передачи5
1 Проектный расчет.5
2 Проверочный расчет7
3 Шкивы и натяжное устройство8
Проектирование редуктора10
1. Выбор материала10
2 Расчет конической передачи.11
4 Эскизная разработка.14
4.1 Определение диаметров валов14
4.2 Подбор подшипников.16
5. Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов17
5.1 Расчетная схема быстроходного вала.17
5.2 Расчетная схема тихоходного вала.20
6 Проверка подшипников22
6.1 Быстроходный вал22
6.2 Тихоходный вал22
7 Проверочный расчет валов на прочность23
7.1 Проверка прочности быстроходного вала23
7.2 Проверка прочности тихоходного вала24
8.1 Соединение колеса и вала27
8.2 Соединение шкива и вала27
8.3 Соединение полумуфты и вала27
Подбор и расчет муфты29
Использованные источники30
Кинематическая схема.
Скорость движения ленты V=1 мс
Диаметр барабана D=450 мм
Срок службы привода лет Lr=7 лет
Коэффициент годового использования Kr=05
Коэффициент суточного использования Kc=03
Кинематический расчет привода.
1.Выбор мощности двигателя.
1.1 Мощность на выходе привода: Pвыхода=F·v=3·1=3 кВт
=рем.пер·кон.пер·муфты·подшип.=0.96·0.96·0.98·0.99=0.89
рем.пер=0.96 – КПД ременной передачи табл.2.2 [1] с.43
кон.пер=0.96 – КПД конической передачи табл.2.2 [1] с.43
муфты=0.98 – КПД муфты табл.2.2 [1] с.43
подшип.=0.99 – КПД подшипниковых опор табл.2.2 [1] с.43
1.3 Требуемая мощность двигателя:
1.4 Частота вращения на выходе
nвыхода=v·60(D·)=1·60(0450·314)=4246 обмин
1.5 Требуемая частота вращения вала электродвигателя (обмин) ([1] с. 5):
nэ.тр. = nвUредUр.п = 4246·427 =458568 об мин
где Uред Uр.п - ориентировочно принятые передаточные числа редуктора и ременной передачи соответственно ([1] с. 7 табл. 1.2).
По таблице 24.9 [2] выбираем электродвигатель 4АМ132S8У3 (P=4 кВт n=720 обмин)
2 Определение передаточных чисел
2.1 Общее передаточное число привода
2.2 Передаточное число ременной передачи принимаем
2.3 Передаточное число открытой передачи
3 Определение чисел оборотов валов.
3.1 вал двигателя nноминал=720 обмин
3.2 быстроходный вал редуктора nбв=nноминалuрем.пер=72028=257.1 обмин
3.3 тихоходный вал редуктора nтв=nбвuкон.пер=257.16.05=42.46 обмин
3.4вал привода nпривода=nвыхода=nтв=42.46 обмин
4 Определение вращающих моментов.
4.1 вал рабочей машины Твых=Ft·D2=3·0.452=675 Н·м
4.2 тихоходный вал редуктора
Tтв=Твыхмуфты=6750.98=688.77 Н·м
4.3 быстроходный вал редуктора Tбв=Ттв(кон.пер·подш·uкон.пер)=688.77(0.96·0.99·6.05)=119.8 Н·м
Tдвиг=Тбв(рем.пер·uрем.пер)=119.8(0.96·28)=44.6 Н·м
5 Срок службы приводного устройства
Lh=365LrKr tcLcKc =3652470503=9198 ч
Lr – срок службы привода лет – 7 лет
Kr – коэффициент годового использования – 05
Kc – коэффициент дневного использования - 03
Расчет ременной передачи
1.1 Выбор сечения ремня
По таблице 5.4 [1] выбираем сечение Б т.к. номинальная мощность Pном=4 кВт а частота вращения n=720 обмин.
1.2 Минимально допустимый диаметр ведущего шкива
1.3 Расчетный диаметр ведущего шкива
1.4 Диаметр ведомого шкива
d2=u·d1(1-)=28·140(1-0.01)=38808 мм
где -коэффициент скольжения
Округляем до стандартного d2=380 мм
1.5 Фактическое передаточное число uф
1.6 Ориентировочное межосевое расстояние a
а³0.55(d1+d2)+h=0.55·(140+380)+105=2965 мм
1.7 Расчетная длина ремня
Выбираем стандартную величину l=1600 мм
1.8 Уточнение межосевого расстояния
1.9 Угол обхвата ремнем ведущего шкива
1.11 Частота пробегов ремня
1.12 Допускаемая мощность передаваемая одним клиновым ремнем Нмм2
Значения Сa; С Cp из таблицы 5.2 [2]
Сa=0.91 - коэффициент угла обхвата α1 на меньшем шкиве
Сl=089 - коэффициент влияния отношения расчетной длины
Cp=0.9 - коэффициент динамичности нагрузки
Cz=0.95 - коэффициент числа ремней
[P0] из таблицы 5.5 [1] [P0]=226 Нмм2
[Pп]=[P0]CpСaClCz=226·0.9·0.91·089·0.95=156 Нмм2
1.13 Число клиньев поликлинового ремня
1.14 Сила предварительного натяжения
1.15 Окружная сила передаваемая ремнем
1.16 Силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей ремня Н
1.17 Сила давления ремня на вал Fоп
2 Проверочный расчет
Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви max
v=ρv2·10-6=1100·5.272·10-6=0.03 Нмм2
max=1+и+v=2.6+6+0.03=86310 Нмм2
Частота пробегов ремня U 1с
Межосевое расстояние a
Диаметр ведущего шкива d1
Диаметр ведомого шкива d2
Количество клиньев z
Максимальное напряжение max Нмм2
Предварительная натяжение ремня F0 Н
Угол обхвата ведущего шкива 1 град
Сила давления ремня на вал Fоп Н
3 Шкивы и натяжное устройство
Шкивы изготовляют литыми из чугуна марки СЧ20 ГОСТ 1412-85. Чугунные литые шкивы вследствие опасности разрыва от действия центробежных сил применяют при окружной скорости до 30 мс. Шкив состоят из обода на который надевают ремень ступицы для установки шкива на вал и диска или спиц с помощью которых обод и ступица объединены в одно целое. Обод шкива для клиновых ремней нормального сечения по (ГОСТ 1284.1 - 89) дан на Рис.1. Расчёт конструктивных элементов шкивов ([1] с.246табл.1023).
Ведущий шкив Ведомый шкив
Для компенсации вытяжки ремней в процессе их эксплуатации компенсации отклонений длины а также для легкости надевания новых ремней необходима возможность изменения межосевого расстояния передачи. Натяжное устройство (Рис. 2) обеспечивает изменение межосевого расстояния в пределах от 097а до 106а где а – межосевое расстояние см. п. 2.1.
Электродвигатель 1 крепят к подвижной плите 4 винтами 2. Для винтов 3 в подвижной плите выполнены удлиненные пазы а в неподвижной плите 5 резьбовые отверстия. По окончании регулирования винты 3 затягивают. Перемещают подвижную плиту толкающими винтами 6.
Рис.2 Натяжное устройство
Проектирование редуктора
1.1 Выбираем материал: Сталь 45
Для шестерни HB=269..302; В=890 Нмм2; Т=650 Нмм2 -1=380 Нмм2
термообработка улучшение; HBср1=285.5
Для колеса HB=235..262; В=780 Нмм2; Т=540 Нмм2 -1=335 Нмм2
термообработка нормализация; HBср2=248.5
1.2 Определение допускаемых контактных напряжений
1.2.1 Определение предела контактной выносливости по [1 c.13]
1.2.2 Коэффициент запаса
SH – коэффициент запаса прочности для колеса и шестерни
При термообработке улучшение SH2=SH1=1.1 [1 c.13]
1.2.3 Определение коэффициента долговечности
а) Находим число циклов напряжений соответствующие пределу кривой усталости
Для шестерни NHG1==23 млн. циклов
Для колеса NHG2==16 млн. циклов
б) Число циклов нагружения зубьев за все время работы при nз=1 по формуле NK=60nnзLh
Для шестерни NK1=60257.119198=1419 млн. циклов
Для колеса NK2=6042.4619198=234 млн. циклов
Так как NK1>NHG1 и NK2>NHG2 то принимаем коэффициент долговечности
1.2.4 Коэффициент шероховатости ZR [1 c.13]
1.2.5 Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости [1 c.14]:
1.3 Допускаемое контактное напряжение для расчета цилиндрической передачи
[]H=0.45([]H01+[]H02)=0.45(582.7+515.4)=494.1 МПа
Так как не выполняется условие []H≥[]Hmin то принимаем []H=515.4 МПа
1.4 Допускаемые напряжения изгиба
Допускаемые напряжения изгиба по формуле
1.4.1 Коэффициент долговечности YN
Базовое число циклов нагружений NFG=4106
Так как NK1>NFG1 и NK2>NFG2 то принимаем коэффициент долговечности
1.4.2 Коэффициент шероховатости yR1=yR2=1 (Rz40 мкм)
1.4.3 Коэффициент учитывающий влияние нагрузки yA=1
1.4.4 Коэффициент запаса прочности [S]F=1.7 [1 c.15]
1.4.5 Средние значения придела выносливости при изгибе
Механические характеристики материалов зубчатой передачи
2 Расчет конической передачи.
2.1 Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности
K=30 – коэффициент зависящий от поверхностной твердости
2.2 Окружная скорость на среднем делительном диаметре
Принимаем 8-ю степень точности
2.3 Уточнение диаметра внешней делительной окружности
KHv=1.03 - коэффициент внутренней динамической нагрузки по табл. 2.6 [1]
KH=1.1 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по табл 2.7 [1]
2.4 Угол делительного конуса шестерни
2.5 Внешнее конусное расстояние
2.6 Ширина зубчатого венца
b=0.285·Re=0.285·234.2=65 мм
2.7 Внешний окружной модуль
KFv=1.12 - коэффициент внутренней динамической нагрузки по табл. 2.9 [1]
KF=1.15 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по табл 2.7 [1]
2.8 Число зубьев колеса z2 и шестерни z1
2.9 Фактическое передаточное число
2.10 Действительные углы делительных конусов шестерни d1 и колеса d2.
2.11 Коэффициент смещения инструмента по табл. 2.13 [1]
2.10 Основные геометрические размеры передачи
2.10.1 Основные размеры шестерни:
делительный диаметр de1=z1mte=38·2=76 мм
диаметр вершин зубьев:
dae1=de1+2(1+xe)mecos1=76+2·(1+034)·2·0.986=81.3 мм
диаметр впадин зубьев:
dfe1=de1-2(1.2-xe)mecos1=76-2·(1.2-034)·2·0.986=726 мм
2.10.2 Основные размеры венца колеса
делительный диаметр de2=z2me=230·2=460 мм
dae2=de2+2(1-xe)mecos2=460+2·(1-034)·2·0.163=460.4 мм
dfe2=de2-1.64(1.2+xn)mtecos2=460-2·(1.2+034)·2·0.163=459 мм
2.11 Средний делительный диаметр
d1»0.857de1=0.857·78=66.8 мм
d2»0.857de2=0.857·460=394.2 мм
2.12 Силы в зацеплении
а) Окружная сила на колесе
б) Окружная сила на шестерне
в) Радиальная сила на шестерне
г) Осевая сила на колесе
д) Осевая сила на шестерне
е) Радиальная сила на колесе
2.13 Контактные напряжения
2.14 Напряжение изгиба зубьев колеса F
YFS2=3.53 - коэффициент формы зуба колеса
KF=1.1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба
KFv=1.05 – коэффициент динамической нагрузки
YFS1=43 - коэффициент формы зуба колеса
2.15 Проверка на прочность при действии пиковой нагрузки
Кпер=2 – коэффициент перегрузки
а) проверка на контактную прочность
б) по напряжениям изгиба
4 Эскизная разработка.
4.1 Определение диаметров валов
4.1.1 Применяем материал – Сталь 45: термообработка – улучшение твердость 235..262 HB допускаемые напряжения
В=780 Нмм2; Т=540 Нмм2 -1=335 Нмм2
а) 1-я ступень под открытую передачу
стандартный размер d1=36 мм
l1=1.8d1=1.836=63 мм
стандартный размер l1=63 мм
б) 2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием.
d2=d1+2t=36+22.5=41 мм
стандартный размер d2=40 мм
стандартный размер l2=24 мм
в) 3-я ступень под подшипник
d3=d5+2t=45+225=50 мм
стандартный размер d3=50 мм
l3 определяется графически
г) 4-я ступень под шестерню
d4=d3+3.2r=50+3.22.5=58 мм
стандартный d4=58 мм
д) 5-я ступень под резьбу
по таблице 10.11 [1] выбираем
l5= определяется графически
4.1.3 Вал колеса табл. 7.1. стр. 112 [1]
а) 1-я ступень под муфту
стандартный размер d1=55 мм
l1=1.3*d1=1.3*55=71.5 мм
стандартный размер l1=72 мм
б) 2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник
d2=d1+2t=55+2*2.5=60 мм
стандартный размер d2=60 мм
l2=1.5d2=1.25*60=75 мм
стандартный размер l2=75 мм
в) 3-я ступень под колесо
d3=d2+3.2r=60+3.2*3=69.6 мм
стандартный d3=70 мм
г) 4-я ступень под подшипник
4.2 Подбор подшипников.
4.2.1 Для быстроходного вала выбираем роликовые конические однорядные подшипники серии 7210A схема расположения враспор. (d=50 мм; D=90 мм; T=22 мм; Cr=704 кН; C0r=55 кН)
4.2.2 Для тихоходного вала колеса выбираем роликовые конические однорядные подшипники серии 7212A схема расположения враспор. (d=60 мм; D=110 мм; Т=24 мм; Cr=913 кН; C0r=700 кН)
5. Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
5.1 Расчетная схема быстроходного вала.
y Дано: Ft1=3586.8 Н; Fr1=1288 H; Fa1=212.9 Н; FОП=1330.5Н;
Вертикальная плоскость
а) определяем опорные реакции
в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X
MB=-Fоп·lоп=-1330.5·0095=-126.4
MC=-Fоп*(lоп+lБ)+RBY*lБ=-1330.5·(0.095+0.020)+4785.9·0.020=-57.3
MD=Fa1*d12=212.9·006682=7.1
Горизонтальная плоскость
в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y
MC=RBX*lБ=8967*0020=179.4
Строим эпюру крутящих моментов
Суммарные радиальные реакции
Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях
5.2 Расчетная схема тихоходного вала.
y Дано: Ft2=3586.8 Н; Fr2=212.9 H; Fa2=1288 Н;
MD=FM*(lM+lT)-RAX*lT=2678
6 Проверка подшипников
6.1 Быстроходный вал
(подшипник 7210 d=50 мм D=90 мм Cr=70400 Н e=0.43 Y=1.4)
Нагружение подшипников
RaA=RsA=RA*e*0.83=127395*0.43*0.83=45467 Н
RaB=Fa1+RaA=2129+45467=47596 Н
RsB=RB*e*0.83=101642*0.43*0.83=36276 Н
а) Коэффициент влияния осевого нагружения e=0.43
б) Осевые составляющие RsA=45467 RsB=36276
в) Осевые нагрузки подшипников RaA=46467 RaB=47596
г) Отношения RaAVRA=45467127395=0.356e
RaBVRB=47596101642=0468>e
Эквивалентная нагрузка
Для B REB=(XVRB+YRaB)KбKТ=(0.4*1*101642+14*47596)*1.3*1=139478
Для A REA=VRAKбKТ=1*127395*1.3*1=165613
Кб=1.3 по таблице 9.4 [1] (Кратковременные перегрузки до 125% от расчетной нагрузки)
Более нагруженный подшипник B
подшипник 7212 d=60 мм D=110 Cr=91300 Н e=0.40 Y=1.5)
RaA=RsA=RA*e*0.83=5371.6*0.40*0.83=1783.4 Н
RaB=Fa2+RaA=1288+1783.4=3071.4 H
RsB=RB*e*0.83=5726.7*0.40*0.83=1901.2 Н
а) Коэффициент влияния осевого нагружения e=0.40
б) Осевые составляющие RsA=1783.4 Н; RsB=1901.2 Н
в) Осевые нагрузки подшипников RaA=1783.4 Н; RaB=3071.4 Н
г) Отношения RaAVRA=1783.45371.6=0.33e
RaBVRB=3071.45726.7=0.53>e
Для A REA=VRAKбKТ=1*5371.6*1.3*1=6983.1
Для B REB=(XVRB+YRaB)KбKТ=(0.4*1*5726.7+14*3071.4)*1.3*1=8567.8 Н
7 Проверочный расчет валов на прочность
При расчете на статическую прочность общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений должен быть больше минимально допустимого значения общего коэффициента запаса по текучести [ST]=2 ([1] c. 186)
Материал обоих валов – сталь 45. Механические характеристики ([1] c. 185 табл. 10.2):
предел прочности B=890 МПа
пределы текучести T =650 МПа Т=390 МПа
пределы усталости -1=380МПа -1=222.4МПа
коэффициент к осимметрии цикла =01.
7.1 Проверка прочности быстроходного вала
материал вала: Сталь 40Х (-1=410 Нмм2 t-1=2378 Нмм2 ) d=50 мм;
а) нормальные напряжения
б) касательные напряжения
в) коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений
K и K – эффективные коэффициенты концентрации напряжений
Kd – коэффициент влияния абсолютного размера поперечного сечения
По таблице 11.2 [1] (посадка с натягом) выбираем ;
KF – коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] KF=1.30
г) коэффициент запаса прочности
д) общий коэффициент запаса прочности
Расчет на статическую прочность при перегрузках
7.2 Проверка прочности тихоходного вала
материал вала: Сталь 40Х( -1=410 Нмм2 t-1=2378 Нмм2 ) d=70 мм;
в) коэффициент концентрирования нормальных и касательных напряжений
по табл. 11.2 [1] выбираем K=1.7 K=2
по табл. 11.3 [1] выбираем Kd=0.85 для (K)D ; Kd=0.73 для (K)D
KF – коэффициент влияния шероховатости по таблице 11.4 [1] KF=1.50
материал вала: Сталь 40Х( -1=410 Нмм2 t-1=2378 Нмм2 ) d=60 мм;
8.1 Соединение колеса и вала
Шпонка 20x12x50 (ГОСТ 23360-78) d=70 мм
8.2 Соединение шкива и вала
Шпонка 12x8x40 (ГОСТ 23360-78) d=36 мм
8.3 Соединение полумуфты и вала
Шпонка 16x10x70 (ГОСТ 23360-78) d=55 мм
Для смазывания зубчатого зацепления применим способ непрерывного смазывания жидким маслом окунанием.
В редукторе будем использовать масло И-Г-А-68 ГОСТ 17479.4-87 для sН600Мпа и окружной скорости до 5 мс табл. 10.29 [1].
Для контроля уровня масла применим круглый маслоуказатель так как он удобен для обзора.
Для слива загрязненного масла предусмотрено сливное отверстие закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой М1615.
Для осмотра зацепления и заливки масла в крышке корпуса выполним одно окно. Окно закроем крышкой-отдушиной. Отдушина необходима для соединения внутреннего объема редуктора с внешней атмосферой.
Подбор и расчет муфты
Tр=TK=677.8813=881.2 Нм
К=13 – коэффициент режима нагрузки
Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту 1000-55-I.1-50-II.2-У3 ГОСТ 21424-75 по таблице К21. 2
Диаметр отверстия 55 мм.
Использованные источники
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. Калининград Янтарный сказ 1999. – 432 с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.
М.:Издательский центр «Академия» 2004. – 496 с.

icon колесо A2.CDW

колесо A2.CDW

icon СБ1 A1.cdw

СБ1 A1.cdw

icon СБ2 А1.CDW

СБ2 А1.CDW

icon спец.spw

спец.spw
Пояснительная записка
Шайба 14 ГОСТ 6402-70
Гайка М36 ГОСТ 11871-88
Шайба 36 ГОСТ 11872-89
Манжета 1-60x85-3 ГОСТ8752-79
Шпонка ГОСТ 23360-78
Масло И-Г-А 46 ГОСТ17479.4-87
Герметик ГОСТ24285-80

icon вал А3.CDW

вал А3.CDW

Свободное скачивание на сегодня

Обновление через: 6 часов 43 минуты
up Наверх