Привод ленточного конвейера с двухступенчатым цилиндрическим редуктором

Спецификация2.cdw

запискаДМ.doc

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди остальных отраслей народного хозяйства т.к. остальные производственные процессы выполняют машины. На основе развития машиностроения осуществляются комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности строительстве сельском хозяйстве на транспорте.
Повышение эксплутационных и качественных показателей сокращение времени разработки и внедрения новых машин повышение их надежности и долговечности – основные задачи инженера-конструктора.
В данном курсовом проекте мне необходимо разработать редуктор для привода ленточного конвейера который должен удовлетворять требованиям надежности долговечности и иметь высокие эксплуатационные характеристики.
Для достижения поставленных целей необходимо произвести прочностной расчет валов и зубчатых передач предусмотреть установку предохранительной муфты.
Долговечность редуктора определяется в основном его подшипниковыми и сальниковыми узлами. Исходя из этого необходимо произвести расчет подшипников на долговечность по их динамической грузоподъемности и подобрать соответствующие прокладки и манжеты для обеспечения герметичности редуктора.
Окружная сила на барабане
привода ленточного конвейера:Fраб = 7.5 кН
Скорость движения ленты:Vраб = 05 мс
Диаметр барабана:D б = 300 мм
Длина барабана:В б = 500 мм
Потребляемая мощность привода.
Рвых = Fраб × Vраб = 75 кН × 05 мс =375 кВт
hо =hрем × hред × hв= 095 × 0962 × 0.99=086
Принимаем hрем = 095; hред=096; hв=0.99
Потребная мощность электродвигателя:
Принимаем Рэ.потр. = 4 кВт
Выбор электродвигателя по полученным данным (по табл. 2.2 [4]):
двигатель 4А112МВ6У3
Определение частоты вращения барабана транспортера:
Определение и разбивка общего передаточного отношения:
И = n ном n в = 970 3185 = 30458
Иред. = И Ирем = 30458 2 = 1523; Ит=315; Иб=56
Определение частоты вращения валов привода:
Определение крутящих моментов:
Коэффициенты эквивалентности по графику нагрузки:
tS = L × 365 × Кг × 24 × Кс = 5 × 365 × 07 × 24 × 05 = 15330 ч.
Расчет клиноременной передачи:
По графику для определения сечения ремня (стр. 134 [1]) примем ремень сечения А данные из табл.7.7 [1].
n1 = 970 обминn2 = 485 обмин
Т1 = 40 Н × мТ2 = 79 Н × м
) Вращающий момент:
) Диаметр меньшего шкива:
Примем d1 = 125 мм. ( по ГОСТ 17383-73)
) Диаметр большего шкива:
d2 = d1 × Ирем × (1-e) = 125 × 2 × (1-001)= 247.5 мм
Примем d2 = 250 мм. (по ГОСТ 17383-73)
) Уточняем передаточное отношение:
) Межосевое расстояние:
а min = 055 × (d1 + d2) + Т0 = 055 × (125 + 250) + 8 = 21425 мм
а max = d1 + d2 = 125 + 250 = 375 мм
Принимаем: Lр = 1400 мм.
) Уточняем межосевое расстояние:
w = 05 × p × (d1 + d2) = 05 × 314 × (125 + 250) = 58875 мм
у = (d2 – d1)2 = (250 –125)2 = 15625 мм2
Принимаем а = 400 мм.
Р0 – мощность допускаемая для передачи одним ремнем = 152 кВт (табл. 7.8 [1]);
CL – коэффициент учитывающий влияние длины ремня = 098 (табл. 7.9 [1]);
Ср – коэффициент режима работы = 10 (табл. 7.10 [1]);
Сz– коэффициент учитывающий число ремней = 090
Сa – коэффициент угла обхвата = 095
) Натяжение одной ветви ремня:
где Q – коэффициент учитывающий центробежную силу = 010.
) Сила действующая на вал:
) Рабочий ресурс клиноремённой передачи (стр. 271 [3]):
Так как условие не выполняется то вычисленный выше ресурс недостаточен. Чтобы увеличить его до требуемого срока следует взять шкивы большего диаметра.
d1=250 мм d2= d1Ирем(1-e)=495 по ГОСТ 17383-73 d2=500 мм.
Ориентировочно можно считать что при переходе к диаметру d1=250 мм ресурс возрастает пропорционально отношению диаметров в шестой степени:
т.е. составляет Н= 282 64=18048
а min = 055 × (d1 + d2) + Т0 = 055 × (250 + 500) + 8 = 4205 мм
а max = d1 + d2 = 250 + 500 = 750 мм
Принимаем: Lр = 2500 мм
w = 05 × p × (d1 + d2) = 05 × 314 × (250 + 500) = 11775 мм
у = (d2 – d1)2 = (500 –250)2 = 62500 мм2
Принимаем а = 650 мм
Ремень А– 2500 Т ГОСТ 1284.1-80
Шкивы примем изготовленными из чугуна СЧ15 т.к.
Примем шкивы с диском для меньшего и со спицами для большего.
Параметры шкивов (стр.286 [3]):
Ширина шкива (стр. 287 [3]):
Вш = (z – 1) × e + 2 × f = 3 × 15 + 2 × 100 = 65 мм
dчуг. = (11 13) × h = 957 1131 » 10 мм
С = (12 13) × d = 96 104 = 10 мм
Диаметр ступицы: dст. = (18 2) × d
гдеd – диаметр вала.
dст.1 = 2 × 28 = 56 мм
dст.2 = 2 × 32 = 64 мм
Длина ступицы: lст. = (15 2) * d
lст.1 = (15 2) × d = 42 112 ммпримем lст.1 = 110 мм
lст.2 = (15 2) × d = 96 128 ммпримем lст.1 = 110 мм
Число спиц для шкивов с D ³ 350 мм
гдеТ – передаваемый шкивом крутящий момент:
[s]F = 30 Нмм2 – для чугунных шкивов
Толщина спицы а = (04 05) × h = 148 185 мм
Для эллиптического сечения
а1 = 08 × а = 08 × 4 = 36
h1 = 08 × h = 08 × 87 = 696
Меньший шкив примем:
Шкив Б3.250.50. Ц. СЧ 15 ГОСТ 20894 – 75
Большой шкив примем:
Шкив Б3.500.50 К. СЧ 15 ГОСТ 20897 – 75
Расчет на контактную выносливость.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ К РАСЧЕТУ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ
РЕКОМЕНДУЕМЫЕ СОЧЕТАНИЯ ТВЕРДОСТЕЙ ЗУБЬЕВ
ШЕСТЕРНЯ ЗУБЧАТОЕ КОЛЕСО
ДОПУСКАЕМЫЕ КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ДЛЯ КОЛЕСА В МПА
ДОПУСКАЕМЫЕ КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ К РАСЧЕТУ ПАРАМЕТРОВ В МПА
ДОПУСКАЕМЫЕ КОНТАКТНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ДЛЯ ШЕСТЕРНИ В МПА
Тихоходная ступень редуктора
РАСЧЕТНЫЕ ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ 523 МПа
МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ A= 250 ММ
МОДУЛЬ НОРМАЛЬНЫЙ MN= 4 ММ
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ Z1= 29
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ КОЛЕСА Z2= 93
ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ D1= 118.8524551391602 ММ
ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ ШЕСТЕРНИ DA1= 126.8524551391602 ММ
ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА D2= 381.1475219726562 ММ
ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ КОЛЕСА DA2= 389.1475219726562 ММ
ШИРИНА ВЕНЦА ШЕСТЕРНИ B1= 84.75 ММ
ШИРИНА ВЕНЦА ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА B2= 78.75 MМ
УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ B3= .2195295393466949 РАД
КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ ИСХОДНОГО КОНТУРА X= 0
ОКРУЖНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FT= 7267.84228515625 H
РАСПОРНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FR= 2645.49462890625 H
ОСЕВАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FA= 1621.640869140625 H
РАСЧЕТНЫЕ ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ 634 МПа
МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ A= 200 ММ
МОДУЛЬ НОРМАЛЬНЫЙ MN= 3.150000095367432 ММ
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ Z1= 30
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ КОЛЕСА Z2= 94
ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ D1= 96.77419281005859 ММ
ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ ШЕСТЕРНИ DA1= 103.0741958618164 ММ
ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА D2= 303.2257995605469 ММ
ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ КОЛЕСА DA2= 309.5257873535156 ММ
ШИРИНА ВЕНЦА ШЕСТЕРНИ B1= 69 ММ
ШИРИНА ВЕНЦА ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА B2= 63 MМ
УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ B3= .2172214984893799 РАД
ОКРУЖНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FT= 9135.5029296875 H
РАСПОРНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FR= 3325.322998046875 H
ОСЕВАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FA= 2016.240112304688 H
РАСЧЕТНЫЕ ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ 1061 МПа
МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ A= 140 ММ
МОДУЛЬ НОРМАЛЬНЫЙ MN= 2.5 ММ
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ Z1= 27
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ КОЛЕСА Z2= 83
ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ D1= 68.72727203369141 ММ
ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ ШЕСТЕРНИ DA1= 73.72727203369141 ММ
ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА D2= 211.2727203369141 ММ
ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ КОЛЕСА DA2= 216.2727203369141 ММ
ШИРИНА ВЕНЦА ШЕСТЕРНИ B1= 50.09999847412109 ММ
ШИРИНА ВЕНЦА ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА B2= 44.09999847412109 MМ
УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ B3= .1892645508050919 РАД
ОКРУЖНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FT= 13111.583984375 H
РАСПОРНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FR= 4772.61669921875 H
ОСЕВАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FA= 2511.61962890625 H
Быстроходная ступень
МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ A= 180 ММ
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ Z1= 17
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ КОЛЕСА Z2= 95
ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ D1= 54.64285659790039 ММ
ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ ШЕСТЕРНИ DA1= 60.94285583496094 ММ
ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА D2= 305.3571472167969 ММ
ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ КОЛЕСА DA2= 311.6571350097656 ММ
ШИРИНА ВЕНЦА ШЕСТЕРНИ B1= 62.70000076293945 ММ
ШИРИНА ВЕНЦА ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА B2= 56.70000076293945 ММ
УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ B3= .2003347426652908 РАД
ОКРУЖНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FT= 2888.81396484375 H
РАСПОРНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FR= 1051.5283203125 H
ОСЕВАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FA= 586.598388671875 H
ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ D1= 43.27272796630859 ММ
ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ ШЕСТЕРНИ DA1= 48.27272796630859 ММ
ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА D2= 236.7272644042969 ММ
ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ КОЛЕСА DA2= 241.7272644042969 ММ
ШИРИНА ВЕНЦА ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА B2= 44.09999847412109 ММ
ОКРУЖНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FT= 3726.3134765625 H
РАСПОРНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FR= 1356.378051757812 H
ОСЕВАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FA= 713.8025512695312 H
МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ A= 100 ММ
МОДУЛЬ НОРМАЛЬНЫЙ MN= 2 ММ
ЧИСЛО ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРНИ Z1= 15
ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ D1= 30.61224365234375 ММ
ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ ШЕСТЕРНИ DA1= 35.08283233642578 ММ
ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА D2= 169.3877563476562 ММ
ДИАМЕТР ВЫСТУПОВ КОЛЕСА DA2= 172.9171752929688 ММ
ШИРИНА ВЕНЦА ШЕСТЕРНИ B1= 37.5 ММ
ШИРИНА ВЕНЦА ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА B2= 31.5 ММ
КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ ИСХОДНОГО КОНТУРА X= .1176470592617989
ОКРУЖНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FT= 5207.6962890625 H
РАСПОРНАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FR= 1895.601440429688 H
ОСЕВАЯ СИЛА В ЗАЦЕПЛЕНИИ FA= 1057.46728515625 H
Диаметры валов (стр.43 [3])
б) промежуточный вал
Проектировочный расчет валов.
MxA = -Ft1 × в + хB × (в + с) = 0
хB = (Ft1 × в) (в + с) = (279469 × 215) (215 + 77) = 205773Н
хА = Ft1 – xв = 279469 – 205773 = 73696 Н
МА = (Fa1 × d) 2 = (53534 × 0048) 2 = 1285 Н×м
MyA = МА – Ft1 × в + Ув × (в + с) - SA = 0
yB = (Fr1 × в – МА + SA) (в + c)] =
= (101727 × 0215 – 1285 + 456) 0292 = 7505 Н
УА – Fr1 + Ув + SA = 0
УА = Fr1 – Ув – SA = 101727 – 7505 – 456 = -18923 Н
MUx1 = S × x1 = 456 × 0 = 0
6 × 0247 = 11263 Н×м
MUx2 = xa × x2 = 73696 × 0 = 0
696 × 0215 = 15839 Н×м
MUy2 – yА × x2 – SА × (а + х2) = 0
MUy2 = -18923 × 0 + 456 × (0247 + 0) = 11263 Н×м
-18923 * 0215 + 456 * (0247 + 0215) = 16998Н*м
- MUx3 + xB × x3 = 0
MUx3 = 205773 × 0 = 0
5773 × 0077 = 15845 Н×м
- MUy3 + yB × x3 = 0
05 × 0077 = 5779 Н×м
б) промежуточный вал.
MxA = -хB × (а + в + с) – Ft2 × (a + в) – Ft3 × a = 0
хB = – (Ft2 × (a + в) + Ft3 × a) (а + в + с) =
= – (76042 × 0219 + 279469 × 01) 03 = - 648278 Н
хА + Ft3 + Ft2 + хв = 0
хА = -Ft3 – Ft2 – хв = -76042 – 276793 + 648278 = -388935 Н
МА2 = (Fa2 × d) 2 = (53534 × 0241) 2 = 645 Н*м
МА3 = (Fa3 × d) 2 = (15441 × 0093) 2 = 718 Н*м
MyA = МА2 + МА3 + yB (а + в + c) – Fr3 × a + Fr2 × (а + в) = 0
yB = (Fr3 × a – Fr2 × (а + в) – М3 – М2) (а + в + c) =
= (101727 × 01 – 276793 × 0219 – 645 – 718) 03 = -64075 Н
уА – Fr3 + Fr2 + Ув = 0
уА = Fr3 – Fr2 – Ув = 276793 – 101727 + 64075 = 239141 Н
MUx1 = xa × x1 =-388935 × 0 = 0
-388935 × 01 = -38894
MUy1 = yA × x1 = 239141 × 0 = 0
MUx2 – xА (а × x2) – Ft3 × x2 = 0
MUx2 =-388935 × (01 + 0) + 76042 × 0 = -38894
-388935 × (01+ 0119) +76042 × 0119 =5313
MUy2 – yА (а × x2) + Fr3 × х2 + М3 = 0
MUy2 = 239141 × (01 + 0) – 276793 × 0 – 718 =16734
9141 × (01 + 0119) – 276793 × 0119 – 718 = 12254
MUx3 = -648278 × 0 = 0
-648278 × 0081 = -5251
MUy3 =-64075 × 0 = 0
-64075 × 0081 = -519
MUx2 = -85761 × (0059 + 0) + 1104194 × 0 = -50599
-85761 × (0059 + 00585) + 1104194 × 00585 = -36174
MUy2 = 340663 × (0059 + 0) – 401926 × 0 – 11819 = 828
0663 × (0059 + 00585) – 401926 × 00585 – 11819 = 4696
MUx3 = -73078 × 0 = 0
-73078 × 00495 = -36174
MUy3 = -114984 × 0 = 0
-114984 × 00495 = -569
MxA = хB × (а + в) – Ft4 × a = 0
хB = (Ft4 × a) (а + в) = (76042× 011) 033 = 253473 Н
ха = Ft4 – хв =76042 – 253473 = 506947 Н
МА4 = (FA4 × d) 2 = (15441× 02795) 2 = 21579 Н*м
MyA = yB × (а + в) + Fr4 × а + МА4 = 0
yB = - (Fr4 × а + МА4) (а + в) = - (276793× 011 +21579) 033 = -157655 Н
уА = -Fr4 – ув = -276793+157655 = -119138 Н
MUx1 = xa × x1 = 506947 × 0= 0
MUy1 = yA × x1 = -119138 × 0= 0
-119138 × 011= -13105
-157655 × 021 = -33109
Проверка валов на прочность.
а) быстроходный вал:
Запас прочности должен составлять ³ 25 3.
По табл. 14.2 стр. 426 [4]:
sв = 870 МПаsт = 640 МПаs-1 = 370 МПаfs = 01
t = 380 МПаt-1 = 220 МПаft = 005
Опасным сечение является то сечение где действует Миmax.
b - коэфф. учитывающий влияние шероховатости при Rz 20 мкм b = 1 (стр. 298 [4])
es и et - масштабные факторы:
es =079et = 0675 (табл. 11.6 [4])
Кs и Кt - коэф. концентрации:
Кs = 2Кt = 21 (для валов со шпоночной канавкой стр. 300 [4])
Напряжение изгиба в валах изменяется по симметричному знакопеременному циклу (стр. 113 [5])
Для вала нереверсивной передачи примерно принимается что напряжения кручения изменяются по пульсирующему отнулевому циклу.
W0 = 18760 мм3; Wp = 40000 мм3;
в h 18 11 (шпонка) (табл. 5.9 [5])
Считаем коэффициент запаса прочности:
Общий коэффициент запаса прочности:
Прочность обеспечена.
б) промежуточный вал:
Опасным сечение является то сечение где действует Миmax (сечение шестерни не учитываем в виду ее большего передаваемого момента и большей ширины).
es =0805et = 069 (табл. 11.6 [4])
W0 = 14510 мм3; Wp =30800 мм3;
в h 16 10 (шпонка) (табл. 5.9 [5])
sв = 880 МПаsт = 740 МПаs-1 = 400 МПаfs = 01
t = 440 МПаt-1 = 230 МПаft = 005
es =072et = 061 (табл. 11.6 [4])
W0 = 6469875 мм3; Wp = 13759875 мм3;
Выбор типа подшипников
Для опор валов цилиндрических колес редукторов применяют чаще всего шариковые радиальные однорядные подшипники. Первоначально примем подшипники шариковые радиальные однорядные.
а) быстроходный вал: подшипник 307 ГОСТ 8338 – 75.
б) промежуточный вал: подшипник 309 ГОСТ 8338 – 75.
в) тихоходный вал: подшипник 315 ГОСТ 8338 – 75.
Проверка выбора подшипников
d =35 мм;D = 80 мм; В = 21; r = 25; Сr = 332кН; С0r = 18 кН
хА = 73696 Н;уА = -18923 Н;
хв = 205773 Н;ув = 7505 Н.
где V – коэффициент вращения = 1.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:
P = (Х ×V × Fr1 + У × Fa) × Кб × Кт
гдеКт = 1 (т. к. t 100°)
Кб = 14 (табл. 9.19 [1])
P = (1 × 056 × 218572 + 171 × 53534) × 1 × 14 = 299521 H
Определим номинальную долговечность (ресурс):
где С – динамическая грузоподъемность
Р – эквивалентная нагрузка
р – показатель степени для шарикоподшипников = 3.
P = (Х × V × Fr1 + У × Fa) × Кб × Кт
P = (1 × 056 × 77399 + 171 × 53534) × 1 × 14 = 18884 H
Следовательно окончательно принимаем подшипники 307 для быстроходного вала. (вывод)
d = 45 мм;D = 100 мм; В = 25; r = 25; С = 527 кН; С0 = 30 кН
хА = -388935 Н;уА = 239141Н;
хв = -648278 Н;ув = -64075 Н.
FA = Fa3 – Fa2 = 15441 – 53534 = 100876 Н
P = Fr1 × V × Кб × Кт
P = 755999 × 1 × 1 × 14 = 10583986
P = 247576× 14 × 1 × 1 = 346606 H
d = 75 мм;D = 160 мм; В = 37; r = 35; С = 112 кН; С0 = 725 кН
хА = 506947 Н;уА = -119138 Н;
хв = 253473Н;ув = -157655 Н.
P = (1 × 056 × 566784 + 171 ×15441) × 14 = 814016 H
P = (1 × 056 × 197608 + 171 × 15441) × 14 = 524582 H
где Тн – номинальный крутящий момент = 1385 Н×м
К – коэффициент режима приближенно учитывающий режим работы привода
Тр = 1385 × 15 = 20775Н×м
Примем предохранительную фрикционную муфту т.к. она обладает большой несущей способностью при малых габаритах плавностью срабатывания и простотой эксплуатации. (стр. 272 [2]).
Определяем число пар трения:
Dн – наружный диаметр кольца контакта дисков = 272 мм;
Dв – внутренний диаметр кольца контакта дисков = 1632 мм;
Dср – средний диаметр кольца контакта дисков = 2176 мм;
[р] – допускаемое давление на трущихся поверхностях;
f0 – коэффициент трения покоя;
Выбираем сталь по дискам из порошковых материалов:
Сила сжатия пружины:
Для пружины выбираем легированную сталь 60С2.
Определение усилия приходящееся на одну пружину при включенной муфте:
Определение силы действующей на одну пружину при выключенной муфте:
Из характеристики пружины с учетом увеличения осадка пружины на 3мм при возрастании силы от до определяем из подобия:
Так как посадка витка на виток недопустима то предельная нагрузка не должна превышать при зазоре между витками
Выбираем для пружин стальную углеродистую проволоку из табл. 161 [4] находим:
Задавшись индексом пружины и вычислив коэффициент:
находим диаметр проволоки:
Определяем осадку пружины под действием силы F:
z – число рабочих витков пружины = 3
G – модуль сдвига = 8 × 104 МПа
Шаг пружины в свободном состоянии:
где sp – зазор = 01 × d = 1 мм
Полное число витков:
z1 = z + 15 = 3 + 15 = 45 мм
Высота пружины при полном ее сжатии:
Н3 = (z1 – 05) × d = (45 – 05) × 10 = 40 мм
Высота пружины в сводном состоянии:
Н0 = Н3 + z × (t – d) = 40 + 3 × (21 - 10) = 73 мм
Длина заготовки проволоки для пружины:
Рвых = Рэд × h0 = 4 × 086 = 344 кВт
Определение нагрузки действующей на болт:
Fn = Fц × sin45 = 1318× sin45 = 8559 Н
Fсд = Fц × cos45 = 1318 × cos45 = 10022 Н
Моп = Тзв + Fсд × 0216 + Fсд × 0122 = 94373 Н
Определяем усилие затяжки из условия отсутствия сдвига:
Определяем силы затяжки из условия нераскрытия стыка:
Fa1 – осевая сила действующая на один болт:
F1max = 158676 + 44885 = 203561 Н
Fз.нс = к × F1max × (1 - c) = 14 × 203561 × (1 – 02) = 227988 Н
FSрасч = 14 × Fз.сд + F1max × c = 14 × 2743623 + 203561 × 02 =
Потребляемая мощность привода
Потребляемая мощность электродвигателя
Выбор электродвигателя
Определение требуемого передаточного числа механизма
Разбивка общего передаточного числа по ступеням привода
Определение частоты вращения валов привода
Определение крутящих моментов
Коэффициенты эквивалентности
Расчет ременной передачи
Расчет на контактную выносливость
Проектировочный расчет валов
Проверка валов на прочность
Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. – М.: Высш. шк. 1988. – 416 с. ил.
В.С. Поляков И.Д. Барбаш О.А.Ряховский
Справочник по муфтам. Л. «Машинострое-
ние» (Ленингр. отд-ние) 1974 352 с.
Дунаев П.Ф. Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. – М.: Высш. шк.. 1990. – 399 с. ил.
Чернавский С.А. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов. – М.: Машиностронение 1984. – 560 с. ил.
Детали машин: Атлас конструкций. Уч. пособие для машиностроительных вузов В.Н. Беляев И.С. Богатырев А.В. Буланже и др.; Под ред. д-ра техн. наук проф.
Д.Н. Решетова. – 4-е изд. перераб. И доп. – М.: Машино-
строение 1979. –367 с. ил.

Лист4-1(КП поДМ).cdw

260 285HB кроме мест указанных особо.
Размер обеспечивается инструментом
Неуказанные радиусы R2.5
Неуказанные предельные отклонения размеров:
IT142 по ГОСТ 25670-83
Курсовой проект по деталям машин
Сталь 40Х ГОСТ4543-71

Спецификация 3.cdw

Лист2(КП поДМ).cdw

Несоостность подшипниковых узлов не более 0
Муфту отрегулировать на Т
Подшипниковые узлы заполнить смазкой Cолидол при сборке
Курсовой проект по деталям машин
Приводной вал конвейёра
с муфтой предохранительной

Лист1(КП по ДМ).cdw

Необработанные поверхности литых деталей
красить маслостойкой красной эмалью.
Наружные поверхности корпуса красить зелёной эмалью
ПФ-115 ГОСТ 6465-76.
Плоскость разъёма покрыть тонким слоем герметика
УТ-34 ГОСТ 24285-80 при окончательной сборке.
Вращающий момент на тихоходном валу
Частота вращения тихоходного вала
Общее передаточное число 30
Коэффициент полезного действия 0
Курсовой проект по деталям машин

Лист4-2(КП по ДМ).cdw

Радиусы скруглений R5
Неуказанные предельные отклоннения размеров:
Направление линии зуба
Коэффициент смещения
Нормальный исходный контур
Курсовой проект по деталям машин
Сталь 55 ГОСТ4543-71

Лист3(КП поДМ).cdw

Технические требования
Допускаемые смещения вала конвейера и
Допускаемый перекос валов
Допускаемая радиальная консольная нагрузка
Техническая характеристика
Окружная сила на шкивах
Скорость движения тягового ремня
Общее передаточное число привода 35
Мощность электродвигателя
Частота вращения вала электродвигателя
Вновь изготавливаемые
План размещения отверстий
под фундаментные болты
Курсовой проект по деталям машин

Спецификация(1).cdw