Привод ленточного конвейера 2

аксонометрия вала +.dwg

вал приводной (распечатывать) +.dwg

Окружное усилие на барабане
Технические требования
Техническая характеристика
Рабочий орган в собранном виде должен проворачиваться
Допустимый перекос вала не более 3.
Вал красить нитроэмалью ГОСТ 6465-75.
Смазка подшипников - Циатим 221 ГОСТ9433-81.
Скорость движения ленты
Шпилька М12-6gх60.58
Остальные технические требования по СТБ 1022-96.

редуктор сборка (распечатывать) +.dwg

Передаточное число 10
Частота вращения выходного вала
Техническая характеристика
Момент на выходном валу
Технические требования
герметиком У 30-М ГОСТ 13489-86.
При окончательной сборке прокладки покрыть
В собранном редукторе валы должны проворачиваться
плавно и без заеданий.
В редуктор залить масло И-40А ГОСТ 20799-86.
Покрытие наружных поверхностей: грунтовка ГФ-021
эмаль ПФ-133 серая ГОСТ 926-82.
Остальные технические требования по СТБ 1022-96.
Частота вращения входного вала
Подшипники ГОСТ8833-75

детали (вал и колесо).dwg

Неуказаные радиусы R3 мм max.
Остальные технические требования по СТБ 1014-95.
Сталь 40 Х ГОСТ 4543-88
Штамповочные уклоны 3.
Коэффициент смещения
Сталь 35 ГОСТ 1050-78

общий вид + рама + 2 чертежа (распечатывать).dwg

Общее передаточное число привода 20
Электродвигатель: типоразмер 4А132М2 У3
Скорость движения ленты
Окружное усилие на барабане
Перекос валов двигателя и приводного вала не более 1.
Радиальное смещение валов двигателя и приводного вала
Технические требования
Техническая характеристика
ленточного конвейера
Стук и резкий шум при работе не допускаются.
Привод обкатать без нагрузки в течении не менее 1 часа.
индустриальное И-40АГОСТ 20799-75.
После обкатки масло из редуктора слить и залить масло
Раму после сварки отжечь и рихтовать.
*Размеры для справок.
Сварные швы по ГОСТ 5264-80.
рамы к фундаменту (1:5)
Схема расположения болтов крепления
Ось электродвигателя
Кольцо дистанционное
Сталь 40 Х ГОСТ 4543-88
Остальные технические требования по СТБ 1014-95.
Коэффициент смещения
Неуказаные радиусы R3 мм max.
Формовочные уклоны 3 .
Остальные технические требования по СТБ 1022-96.
Крепить к раме конвейера

эскизная компановка (распечатывать) +.dwg

Записка.doc

Энергетический и кинематический расчет привода 5
1. Определение номинальной мощности привода и выбор электродвигателя .6
Проектный расчет передач редуктора. 9
1. Выбор материала и определение допускаемых контактных
2. Допускаемые напряжения изгиба ..10
3. Проектный расчет тихоходной ступени редуктора .10
4. Проектный расчет быстроходной ступени редуктора 12
Проверочный расчет передач редуктора ..15
1. Проверочный расчет тихоходной ступени редуктора .15
2. Проверочный расчет быстроходной ступени редуктора 18
Расчет открытой передачи .21
Проектный расчет валов привода ..24
Обоснование и расчет основных размеров корпуса редуктора 25
Проверочный расчет вала редуктора 27
Выбор и расчет шпоночных соединений привода ..31
Выбор и расчет подшипников привода 33
Выбор соединительных муфт 35
Обоснование и выбор смазочных материалов ..36
Техника безопасности и экологичность проекта ..37
Список литературы 39
Энергетический и кинематический расчет привода.
-вал электродвигателя; 2- входной вал редуктора; 3- промежуточный вал;
- выходной вал редуктора; 5- приводной вал.
Рисунок 1- Кинематическая схема привода
- окружное усилие на барабане Ft = 33 кН;
- скорость движения ленты V = 29 мс;
- диаметр барабана D = 400 мм;
Механической передачей называют механизм который преобразует параметры движения двигателя при передаче исполнительным органам машины. С помощью передачи осуществляется согласование режима работы двигателя с режимом работы исполнительных органов машины. В некоторых случаях передачи используют как преобразователи вращательного движения в поступательное винтовое и др.
Наиболее распространенными являются цилиндрические передачи благодаря их долговечности относительной простоте высокому к.п.д. большому диапазону скоростей и нагрузок. Конические передачи применяются в случаях когда необходима передача движения между валами оси которых пересекаются. По сравнению с цилиндрическими конические передачи дороже в изготовлении масса и габариты их больше а монтаж сложнее из-за необходимости регулировать зацепление.
В проектируемом приводе электродвигатель посредством ременной передачи соединяется с входным валом редуктора. Затем посредством жестко-компенсирующей муфты движение передается на приводной вал конвейера.
1.Определение номинальной мощности привода и выбор электродвигателя.
Определяем общий к.п.д. привода ([1] ст. 4):
= р.п · м ·з.п.2 · п.п.4
где з.п. = 097 - к.п.д. зубчатой передачи;
м = 098 - к.п.д. муфты;
р.п = 096 - к.п.д. ременной передачи;
п.п. = 0995 - к.п.д. пары подшипников.
= 096 0972 09954 098 = 0868.
Определяем частота вращения барабана:
где Dб = 04 м – диаметр барабана;
V = 29 мс –скорость движения ленты;
Рвых = Ft V = 33 29 = 957 кВт
где Ft = 33 кН – окружное усилие на барабане;
Номинальная мощность электродвигателя ([1] стр. 7):
Частота вращения вала электродвигателя:
nэ = nвых × Uр.п × Uб × Uт
где Uб = 375 – ориентировочное передаточное число быстроходной ступени редуктора (табл.2[1]);
Uт = 25 – ориентировочное передаточное число тихоходной ступени редуктора.
Uр.п = 21– ориентировочное передаточное число ременной передачи.
nэ = 1385 · 375 · 25 21 = 2727 мин-1
По полученным данным по табл. 18.36 [1] выбираем электродвигатель 4А 132М2У3 с номинальной мощностью Р = 11 кВт и асинхронной частотой вращения nдв= 2900 мин -1.
Определяем передаточное число привода:
Принимаем передаточное число ременной передачи Uр.п = 202
Определяем общее передаточное число редуктора:
Производим разбивку общего передаточного числа по ступеням редуктора.
Передаточное число тихоходной ступени редуктора:
Передаточное число быстроходной ступени:
Определяем частоты вращения и нагрузки на валах привода:
n5 = n4 = 1383 мин-1
Угловая скорость для каждого вала:
Р2 = Рэ р.п п.п. = 1102 096 0995 = 1053 кВт
Р3 = Р2 з.п. п.п. = 1053 097 0995 = 1016 кВт
Р4 = Р3 з.п. п.п. = 1016 097 0995 = 981 кВт
Р5 = Р4 м. п.п. = 981 098 0995 = 957 кВт
Крутящий момент на валах:
Результаты расчетов заносим в таблицу 1:
Таблица 1 – Результаты расчётов валов
Наименование параметра
Крутящий момент Т Нм
Частота вращения n мин-1
Проектный расчет передач редуктора.
1.Выбор материала и определение допускаемых контактных напряжений.
С целью уменьшения номенклатуры применяемых материалов принимаем для изготовления шестерни и колеса всех ступеней редуктора сталь 40Х с термообработкой улучшение.
Механические характеристики материала шестерен и колес принимаем
-по таблице 9.13 [2]:
для колеса НВ = 230 для шестерни НВ = 260.
Определяем допускаемые контактные напряжения по формуле 9.30 [2]:
Sn = 11 – коэффициент безопасности ( ст. 192 [2]);
KHL – коэффициент долговечности
По таблице 9.11 [2] предел контактной выносливости:
- для колес Н lim b = 2НВ+70 = 2 230 + 70 = 530 Нмм2.
Эквивалентное число циклов перемены напряжений:
где n – частота вращения мин-1
с = 1 – число колес находящихся в зацеплении с рассчитываемым.
H – коэффициент режима работы для постоянного режима работы
t – число часов работы передачи за рассчитываемый срок службы;
t = nн ncм· nдн· tcм · L
где ncм = 3 – количество смен;
nн = 52 – количество недель в году;
nдн = 6 – количество рабочих дней;
tcм = 6 – количество часов в смену;
L = 7 лет – срок службы редуктора;
t = 523·6·67 =393674часов
NHE = 1·60·1383·1·393674 = 327·107 ;
NHE > NHO = 1.5·107 (рис 9.9 [2])
Принимаем коэффициент долговечности KHL = 1.
Для шестерни КHL = 1 т. к.
NHE > NHO = 1.8·107 (рис 9.9 [2])
Допускаемые контактные напряжения для колес:
Для зубчатых цилиндрических прямозубых передач принимаем для расчета[]HPmin = 4818 МПа
Для зубчатых передач цилиндрических косозубых принимаем для расчета []HP по формуле 9.33 [2]:
[]HP = 045·([]HP1 + []HP2) 1.23[]HPmin
[]HP = 045·(4818 +5364) = 45819 МПа
3[]HPmin = 123·4818 = 5926 МПа
[]HP = 45819 МПа 123[]Hpmin = 5926 МПа
2.Допускаемые напряжения изгиба .
Определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле 9.35 [2]
SF = 2 – коэффициент безопасности;
КFC – коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки КFC = 1 для односторонней нагрузки;
KFL – коэффициент долговечности.
NFE = 60·n·c·t = NHE = 413·107
Получаем: NFE > NFO = 4·106 следовательно KFL = 1.
По таблице 9.12 [2] определяем предел изгибной выносливости зубьев:
для колеса F lim b = 260 + НВ = 260 + 230 = 490 Нмм2.
Тогда допускаемые напряжения изгиба будут:
3.Проектный расчет тихоходной ступени редуктора.
Вначале рассчитываем тихоходную передачу как наиболее нагруженную.
Межосевое расстояние рассчитываем по формуле 9.2 [2]:
где Ка = 495 Мпа13 – вспомогательный коэффициент для стальных прямозубых колес;
U = 3 – передаточное число тихоходной ступени редуктора;
Т4 = 6766 Н м – вращающий момент на колесе;
КH = 105 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба ( рис. 9.5 [2]);
ва = 04 – коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния (ст. 11 [1]).
Полученное значение округляем:
Определяем рабочую ширину колеса:
bw4 = ва аw = 04 190 = 76 мм.
Принимаем bw4 = 76 мм.
Предварительный диаметр шестерни:
На основании рекомендаций табл. 9.5 [2] принимаем параметр коэффициента ширины шестерни относительно модуля m= 30 и определяем модуль зацепления.
Принимаем стандартный модуль m = 25 мм.
Определяем суммарное зубьев колес тихоходной пары редуктора
Число зубьев шестерни
Фактическое передаточное число:
Отклонения от заданного числа нет.
Уточняем диаметры колес:
Межосевое расстояние:
Основные размеры колес:
диаметры окружностей вершин
da3 = d3 +2m = 95 + 2×25 = 100 мм
da4 = d4 +2m = 285 + 2×25 = 290 мм
диаметры окружностей впадин
df3 = d3 - 25m = 95 - 25×25 = 8875 мм
df4 = d4 - 25m = 285 - 25×25 = 27875мм
4.Проектный расчет быстроходной ступени редуктора
Расчет производим аналогично тихоходной ступени учитывая что передача косозубая
Назначаем коэффициенты КH = 103; ва = 03; Т3 = 2341 Н мм U = 346
Ка = 430 Мпа13 – вспомогательный коэффициент для стальных косозубых колес;
Округляем полученное значение:
bw2 = ва аw = 03 130 = 39мм.
Принимаем bw1 = 45 мм bw2 = 40 мм
На основании рекомендаций табл. 9.5 [2] принимаем параметр коэффициента ширины шестерни относительно модуля m= 25 и определяем модуль зацепления.
Принимаем стандартный модуль m = 15 мм.
По табл. 9.1 [2] принимаем коэффициент осевого перекрытия =1. Определяем угол наклона зубьев
Определяем число зубьев колес тихоходной пары редуктора
Отклонение от заданного числа:
Уточняем угол наклона линии зуба
da3 = d3 +2m = 5812 + 2×15 = 6112 мм
da4 = d4 +2m = 20188 + 2×15 = 20488 мм
df3 = d3 - 25m = 5812 - 25×15 = 5437мм
df4 = d4 - 25m = 20188 - 25×15 = 20513мм
Проверочный расчет передач редуктора
1.Проверочный расчет тихоходной ступени редуктора.
Определяем окружную скорость V мс:
Назначаем 9-ю степень точности 2таблица9.10.
Проверочный расчет на контактную прочность зубьев производим из условия выполнения равенства 2 ф. 9.7:
где ZМ = 275 (Нмм) - коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес 2 ст. 185;
ZH -коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев 2ст.185;
Z - коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий .
Ht – удельная расчетная окружная сила.
Для прямозубых передач
где α – коэффициент торцового перекрытия.
α = [188 – 32(1Z1 + 1Z2)] сos
α = [188 – 32(138 + 1114)] сos 0 = 177
Для 9-ой степени точности назначаем коэффициенты g0 = 73; = 0006 2 табл. 9.9 и табл. 9.7
Определяем удельную окружную динамическую силу 2 формула 9.29
Определяем коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении 2формула 9.15:
Удельная расчетная окружная сила Нмм:
где КНα = 1 - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями колес;
Контактное напряжение МПа:
Н = 4232МПа [Н] = 4818 МПа - условие прочности выполняется.
Расхождение более 5%. Уточняем ширину колес 5ст.154
Принимаем ширину шестерни bW3 = 65мм; ширину колеса bW4 = 60 мм;
Выполняем проверочный расчет на усталость при изгибе 2 формула 9.11:
где F - коэффициент учитывающий форму зуба.
F3 = 37; F4 = 36 2 рис. 9. 6
Определяем менее прочное звено:
Расчет выполняем по колесу.
- коэффициент учитывающий перекрытие зубьев. = 1 2 ст. 187;
- коэффициент учитывающий наклон зуба - для прямозубых передач
Принимаем g0 = 73; = 0016. KF = 108
Удельная расчетная окружная сила:
где КFα - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
F = 1514 МПа [] = 245 МПа
Условие прочности выполняется.
2.Проверочный расчет быстроходной ступени редуктора
Расчет проводим по аналогии с проверочным расчетом тихоходной ступени редуктора.
Определяем окружную скорость:
Назначаем 8-ю степень точности.
Контактные напряжения определяем по формуле:
где ZМ = 275 (Нмм); ZH = 177cos = 177 · 09808 = 174
Для косозубых передач (ст. 185 [3]):
α = [188 – 32(1Z1 + 1Z2)] · cos
α = [188 – 32(138 + 1132)] · 09808 = 174
Назначаем коэффициенты:
Удельная окружная динамическая сила
По формуле 9.16 [3]
Коэффициент динамической нагрузки возникающей в зацеплении:
Коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями колес по рис 9.7 [3]: КНα = 11
Контактное напряжение:
Н = 4259МПа [Н] = 4582 МПа - условие прочности выполняется.
Принимаем ширину шестерни bW1 = 42мм; ширину колеса bW2 = 38 мм;
Выполняем проверочный расчет на усталость при изгибе:
Эквивалентное число зубьев:
F1 = 37; F2 = 36 (рис. 9. 6 [2])
Расчет выполняем по колесу
Принимаем = 1 (ст. 187 [2]);
Коэффициент учитывающий наклон зуба (ст. 187 [2]):
Коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями КFα
Удельная окружная динамическая сила FW Нмм
Удельная расчетная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации:
Коэффициент динамической нагрузки при изгибе:
Тогда удельная окружная сила Ft :
Напряжения изгиба составят:
Условие прочности выполнено.
Расчет открытой передачи
Из табл. 8.12 [2] следует что для передачи мощности Р = 1102 кВт можно использовать ремни сечения А и Б. Для определения оптимальных параметров передачи производим расчет для двух этих сечений. Расчет сводим в таблицу 2.
Определяемые величины и
диаметр меньшего шкива D1 мм
коэффициент упругого скольжения (ст. 144 [2])
диаметр большего шкива D2мм
фактическое передаточное отношение u
отклонение от заданного %
размеры сечений по ГОСТ1284-68:
рекомендуемое межосевое расстояние а мм
длина ремня (ф. 8.2 [2]) l мм
принятая стандартная длина ремня l мм
уточняем межосевое расстояние а мм
число пробегов ремня ;
угол обхвата (ф. 8.2 [2]) α0
коэффициент угла обхвата Сα
коэффициент скорости Сv; Сv=105-00005v2
коэффициент режима работы (табл. 8.7 [2]) Ср
допускаемое полезное напряжение приНмм2
полезное допускаемое напряжение в заданных условиях по формуле 8.12 [2]
определяем нагрузку ремня Ft Н
определяем число ремней по формуле 8.14 [2]
Принимаем число ремней
Напряжение изгиба ремня на малом шкиве по формуле 8.9 [2] Нмм2
Е – модуль упругости Е 40 100 Нмм2 – для клиновых ремней (ст. 146 [2])
Напряжение от центробежных сил Нмм2
ρ = 1200 1500 кгм3 – плотность ремня
Полезное напряжение Нмм2
Наибольшее напряжение в ведущей ветви в месте набегания на малый шкив по формуле 8.10[2] Нмм2
Расчетная долговечность Lh ч по формуле 8.16[2]
m = 8 – для клиновых ремней;
Нмм2 – предел выносливости для клиновых ремней
Сu = 17 – коэффициент учитывающий передаточное число передачи
СН = 1 – коэффициент нагрузки
Окончательно принимаем к установке три ременя В-2000 Т ГОСТ 1284-78.
Проектный расчет валов привода.
Определяем диаметр вала из условия прочности на кручение по формуле 12.1[2] при пониженных допускаемых напряжениях:
где Т – передаваемый крутящий момент;
[] – допускаемое условное напряжение при кручении По рекомендациям ст273.[2] принимаем [] = 20 Нмм2 – при расчете входных и выходных концов валов; [] = 10 15 Нмм2 – для промежуточных валов.
Входной вал редуктора.
Согласовывая с валом электродвигателя принимаем dвх = 28 мм.
Диаметр вала под уплотнением dу = 35 мм.
Диаметр вала под подшипником dп = 35 мм.
Диаметр вала под зубчатым колесом:
Принимаем dk = 44 мм.
Диаметр вала под подшипником dп =40 мм.
Диаметр выходного конца вала
Принимаем dвых = 55 мм.
Диаметр вала под уплотнением dу = 60мм.
Диаметр вала под подшипником dп = 60 мм.
Диаметр вала под колесом dк = 62 мм.
Диаметр вала под подшипником dп = 65 мм.
Диаметр вала под уплотнением dу = 75мм.
Диаметр вала под барабаном dк = 80 мм.
Обоснование и расчет основных размеров корпуса редуктора.
Корпус редуктора литой из чугуна СЧ 20.
Диаметр фундаментных болтов:
принимаем болты М16.
Диаметр болтов стяжных:
мм. Принимаем болты М12.
Фланцы разъема корпуса
принимаем S1 = 16мм;
принимаем S2 = 20мм;
Для удобства монтажа деталей корпус обычно выполняют разъёмным.
Плоскость разъёма проходит через оси валов и делит корпус на основание
(нижнюю часть) промежуточную часть (среднюю часть) и крышку (верхнюю
Разъёмные части корпуса редуктора выполняются из материала СЧ 20
ГОСТ1412-85. Для построения компоновочной схемы редуктора необходимо
рассчитать следующие параметры:
Толщина стенки корпуса:
Так как 8 мм принимаем мм.
Определяем толщину стенки крышки:
Производим выбор формы и размеров основных элементов корпуса:
Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхно-
сти вращающейся части:
Диаметр болтов соединяющих фланцы у бобышек:
Диаметр болтов соединяющих фланцы по периметру редуктора и крепления
боковой крышки редуктора:
Принимаем диаметр болтов соединяющих фланцы по периметру редуктора
а для крепления боковой крышки редуктора .
Диаметр болтов соединяющих редуктор с рамой:
Ширина фланцев соединяемых болтами найдем по формуле:
где - коэффициент зависящий от диаметра болта
- толщина стенки редуктора
Ширина фланцев у бобышек:
Ширина фланцев по периметру:
Ширина фундаментного фланца:
Толщина фундаментного фланца редуктора:
Толщина фланца корпуса соединения корпуса с крышкой:
Толщина фланца крышки соединения корпуса с крышкой:
Составляем эскизную компоновку редуктора.
Проверочный расчет вала редуктора.
1.Проверочный расчет тихоходного вала редуктора.
Строим схему нагружения вала и определяем наиболее опасное сечение.
окружная сила - Ft = 47481 Н
радиальная сила - Fr = 17282 Н
выходной вал нагружен крутящим моментом Т3 = 6766 Нм
Для соединения выходного вала редуктора с приводным валом применяем цепную муфту которая нагружает вал дополнительной силой Fм [5 ст. 263]:
Fм = 025 Fo = 025 83274 = 20818 Н
где Fo – окружная сила на делительном диаметре.
где Dд - делительный диаметр
Строим схему нагружения вала в горизонтальной плоскости и определяем опорные реакции:
МАx = 0 Fr·a – Rвx ·(a+b)= 0
МВx = 0 -Fr · b + RАx · (a+b) = 0
Проверяем правильность определения реакций:
Rax + RBx – Fr = 5597 + 11685 – 17282 = 0
Строим эпюру изгибающих моментов
МIx = RАx · а = 5597 · 0119 = 666 Н·м
Строим схему нагружения вала в вертикальной плоскости и определяем опорные реакции:
МАy = 0 Ft·a – Rвy ·(a+b) - Fм · (a+b+c) = 0
МВy = 0 - Ft·b – Fм · c + RАy ·(a+b) = 0
RAy + RBy – Ft + Fм = 26733 – 696 – 47481 + 20818 = 0
Строим эпюру изгибающих моментов
М1y = RAy a = 26733 · 0119 = 3181 Нм
МВ = Fмc = 20818 0096 =1199 Нм
Строим эпюру суммарных изгибающих моментов:
Наиболее опасным является сечение I где действует максимальный изгибающий момент. Сечение ослаблено шпоночной канавкой которая в то же время является концентратором напряжений. Определяем коэффициенты безопасности в этом сечении.
Принимаем материал вала – Ст20. По табл. 12.13. [2] назначаем механические характеристики.
-1 = 167 МПа; -1 = 98 МПа.
Для вала диаметром d=62мм размеры шпоночной канавки по ГОСТ8788 – 68:
b × h = 18 × 11; t = 7 мм.
По формуле 12.5 [2] нормальные напряжения:
Касательные напряжения:
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений (шпоночная канавка) для Ст35 с в 700 Нмм2 по табл. 12.5 [2]:
Масштабные факторы для вала d = 62 мм по табл. 12.2 [2]:
Коэффициенты характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла нагружения [2 рис. 1.4]:
Принимаем шероховатость посадочной поверхности Rа =125 тогда коэффициент учитывающий шероховатость поверхности [3 табл. 12.9] = 092.
Коэффициент безопасности только по изгибу (ст. 278 [2]):
Коэффициент безопасности только по кручению (ст. 279 [2]):
Общий коэффициент безопасности (ф. 12.4 [2]):
- условие прочности выполняется.
Выбор и расчет шпоночных соединений привода.
Диаметр входного конца вала dвх = 28 мм.
По ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку призматическую обыкновенную со следующими размерами:
b = 8 мм h = 7 мм (табл. 5.1 [2]).
По табл. 5.11 [2] находим допускаемое напряжение смятия при материале шпонки – сталь 45: [см] = 120 Нмм2.
Определяем рабочую длину шпонки по формуле 5.1 [2]:
где к – рабочая высота шпонки
к = 04 h = 04 6 = 24 мм.
вых = р вых + b = 149 + 12= 269 мм
Принимаем к установке шпонку 8×7×28
Диаметр вала под колесом dв = 44 мм. По ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку призматическую обыкновенную со следующими размерами:
b = 12 мм h = 8 мм (табл. 5.1 [2]).
к = 04 · h = 04 · 8 = 32 мм
Находим общую длину шпонки:
= р + b = 277 + 12 = 397 мм.
Принимаем к установке шпонку 12×8×40.
Диаметр вала под зубчатым колесом dв = 62 мм. По ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку призматическую обыкновенную со следующими размерами:
b = 18 мм h = 11 мм (табл. 5.1 [2]).
к = 04 · h = 04 · 11 = 44 мм
= р + b = 413 + 18 = 593 мм.
Принимаем к установке две шпонки 18×11×63
Диаметр выходного конца вала dвых = 55мм.
b = 16 мм h = 10 мм (табл. 5.1 [2]).
к = 04 h = 04 0 = 4 мм.
вых = р вых + b = 513 + 16 = 673мм
Принимаем к установке шпонку 16×10×70.
Диаметр вала под барабаном dв = 70 мм. По ГОСТ 23360-78 выбираем шпонку призматическую обыкновенную со следующими размерами:
b = 20 мм h = 12 мм (табл. 5.1 [2]).
к = 04 · h = 04 · 12 = 48 мм
= р + b = 327 + 20 = 527 мм.
Принимаем к установке шпонку 20×12×56.
Диаметр выходного конца вала dвых = 54мм.
вых = р вых + b = 50 + 16 = 66 мм
Выбор и расчет подшипников привода
1.Предварительный подбор подшипников.
При выборе подшипника учитываем характер нагрузки и принятые посадочные диаметры под подшипники.
Для опоры всех валов проектируемого редуктора принимаем шариковые радиальные подшипники т. к. передачи прямозубые и осевая нагрузка отсутствует.
Для приводного вала принимаем самоустанавливающиеся сферические двухрядные шарикоподшипники позволяющие компенсировать погрешности монтажа приводного вала.
По принятым диаметрам валов под подшипники принимаем
шариковые радиальные подшипники ГОСТ 8338-75:
Промежуточный вал – № 209
Тихоходный вал – № 218
Приводной вал –шарикодшипник сферический двухрядный
2. Расчет подшипников тихоходного вала.
Принят шарикоподшипник номер 212 для которого динамическая грузоподъемность С=403 кН статическая грузоподъемность Со=309 кН [2 табл. 14.3].
Полные реакции в опорах:
Рассчитываем подшипник в опоре А как наиболее нагруженный.
Определяем эквивалентную нагрузку Р [2 формуле 14.3] :
Р = (X · V · R+Y· Fa) · K · K
где Х – коэффициент радиальной нагрузки ;
V = 1 – коэффициент вращения (ст. 348 [2]);
Y – коэффициент осевой нагрузки ;
K = 14 – коэффициент безопасности [2 табл. 14.18];
K = 1 – температурный коэффициент [2 табл. 14.19].
Находим при Fa = 0 X = 1 Y = 0; [2 табл. 14. 15]
Р = (1 · 1 · 27313+ 0) ·14 · 1= 38238 Н
Определяем долговечность подшипника в млн. оборотов [2 формуле 4.2.]:
где Lh – долговечность в часах.
Примем долговечность подшипника равной сроку службы редуктора
Определяем расчетную динамическую грузоподъемность выбранного подшипника [2 формула 14.1]:
где m = 3 - показатель степени [2 с. 334]
следовательно выбранный подшипник пригоден к установке.
Рассчитываем статическую нагрузку на подшипник
В соответствии с ГОСТ 18854-82 для шариковых радиальных подшипников эквивалентная статическая нагрузка:
где Х0 – коэффициент радиальной нагрузки; Х0 = 05 ( [2 табл. 14.28]
Y0 – коэффициент осевой нагрузки ; Y0 = 04 [2 табл. 14.28]
Статическая нагрузка по [2 формуле 14.14]:
где f= 08 12 – коэффициент надежности при статическом нагружении.
Выбор соединительных муфт.
Для соединения вала редуктора с приводным валом по расчетному моменту
Т = 6766Н·м и диаметру входного конца вала 55 мм подбираем из приложения 3 [2] муфту МЦ1000-55 ГОСТ 20742-75.
Обоснование и выбор смазочных материалов
Для редуктора принимаем наиболее распространенный и простой способ – картерный. Масло заливается через смотровой люк в корпусе редуктора. Уровень масла требуется такой чтобы в него погружалось меньшее из колес на глубину 10 мм. Требуемая вязкость масла определяется в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. По табл. 9.1 и табл. 9.5 [5] назначаем масло индустриальное И-40А.
При картерном способе смазки подшипники смазываются в картере в результате разбрызгивания масла зубчатыми колесами образования масляного тумана и растекания масла по валам.
Для замера уровня масла в катере применяется маслоуказатель. Для слива масла используют сливное отверстие расположенное в нижней части картера.
Опоры приводного вала также смазываются пластичным смазочным материалом Циатим 221 ГОСТ 9433-81 которым заполняются полости опор при монтаже привода.
Техника безопасности и экологичность проекта
При монтаже привода обеспечить надежное крепление электродвигателя и редуктора к раме тележки.
Конструкция привода должна обеспечивать безопасную эксплуатацию. Элементы механической и электрической части машины выполняются в требуемом климатическом исполнении. В обязательном порядке устраивается защитное заземление. Привод оборудуется сигнализацией о пуске и остановке.
В процессе работы категорически запрещается техническое обслуживание привода (устранение неполадок; доливка или смена масла в редукторе; смазка и регулировка открытой передачи; и т.п.).
При работе не прикасаться к вращающимся деталям.
Запрещается работа привода при обнаружении неисправностей. Техническое обслуживание регулировки и устранение неисправностей необходимо производить при отключенном и остановленном двигателе.
К работе на приводе допускаются лица прошедшие инструктаж по ТБ и обслуживанию. При обслуживании монтаже и демонтаже пользоваться исправным инструментом.
В результате проектирования задачи проставленные в задании на курсовое проектирование решены. Спроектированный механический привод способен выполнять заданные функции в течение заданого срока службы. Так же учтены требования технологии эксплуатации транспортировки и техники безопасности. Выполнены кинематические силовые и прочностные расчеты.
Компоновка привода обеспечивает наименьшие габариты удобства сборки и разборки регулировки и обслуживания.
Последовав всем рекомендациям по проектированию привода найдено оптимальное техническое решение поставленной задачи что нашло отражение в данной курсовой работе.
Дунаев П. Ф.. Леликов О. П.. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов. – 4-е изд. перераб. и доп. – М.:Высш. школа 1985 – 416 с.ил..
Ничипорчик С. Н. Корженцевский М. И. и др. Детали машин в примерах и задачах. – Мн.: «Вышэйшая школа» 1981 г – 432 с. ил.
Кузьмин А. В. Чернин Н. М. Козинцов Б. С.. Расчеты деталей машин. Справочное пособие. – Мн.: «Вышэйшая школа» 1986 г. – 400 с.: ил.
Чернавский С. А. Боков К. Н. и др. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: «Машиностроение» 1987 г.
Иванов М. Н. Детали машин: Учеб. для машиностр. Спец. вузов. – 4-е изд. перераб. – М.: Высш. шк. 1984. – 336 с. ил.