Проектирование привода ленточного конвейера с соосным двухступенчатым редуктором и клиноременной передачей

расчетно-пояснительная записка.docx

кинематическая схема привода – рис. 2;
мощность на выходном валу привода
режим работы – Т (тяжелый)
срок службы в годах – 1
число смен работы – 2
рабочий чертеж шкива – ведущий
частота вращения выходного вала
передаточное число редуктора
первая ступень редуктора – косозубая
вторая ступень редуктора – прямозубая
Кинематическая схема привода
I-вал электродвигателя
III-промежуточный вал
-ведущий шкив клиноременной передачи
-ведомый шкив клиноременной передачи
Выбор электродвигателя
1 Выходная мощность привода:
2 Общий коэффициент полезного действия привода:
где - общий коэффициент полезного действия привода;
- коэффициент полезного действия быстроходной ступени редуктора;
- коэффициент полезного действия тихоходной ступени редуктора;
- коэффициент полезного действия опор приводного вала;
- коэффициент полезного действия клиноременной передачи.
3 Мощность электродвигателя:
где - потребная мощность электродвигателя кВт;
- общий коэффициент полезного действия привода =0.91 ;
4 Частота вращения приводного вала:
5 Частота вращения вала электродвигателя:
где - предварительное значение частоты вращения вала электродвигателя;
– значение передаточного числа двухступенчатого редуктора
- предварительное значение передаточного числа клиноременной передачи (таблица 1.2 [2]).
По таблице 1.1 [2] выбираем электродвигатель 4А80В4Y3: Р=15 кВт
Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням
1 Общее передаточное число привода
где =1415 - частота вращения вала электродвигателя;
=35 - частота вращения приводного вала.
2 Передаточное число клиноременной передачи
3 Разбивка общего передаточного отношения по ступеням
Для ректора соосной схемой рекомендуемые значения передаточных чисел (таблица 1.4 [2])
Определение мощности крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода
1 Мощности на каждом валу привода
где – мощность на валах : электродвигателя быстроходного промежуточного тихоходного валов редуктора; – коэффициенты полезного действия клиноременной передачи быстроходной и тихоходной ступени редуктора соответственно.
2 Частоты вращения валов
где – частоты вращения валов.
3 Крутящие моменты на валах привода
где – крутящие моменты на валах.
Результаты расчетов сведем в таблицу.
Расчет ступеней редуктора
1 Тихоходная ступень.
1.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений
Сталь 40Х улучшение
Сталь 40Х улучшение + закалка ТВЧ
Передаточное число: .
Передача работает с режимом Т.
) Коэффициент приведения для расчетов на:
а) контактную выносливость
б) изгибную выносливость
) Числа циклов перемены напряжений соответствующие длительному
пределу выносливости для расчетов на:
) Суммарное число циклов перемены напряжений:
) Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на:
) Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок:
а) контактная прочность
б) изгибная прочность
) Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:
Так как разница и то расчетное
допускаемое напряжение:
Для расчета принимаем меньшее значение т.е. МПа.
) Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:
1.2 Определение коэффициентов нагрузки
Коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость:
Коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость:
Передача выполняется по 8-й степени точности.
Коэффициенты нагрузки:
1.3 Проектный расчет
Крутящий момент на валу колеса: Нм .
Частота вращения вала шестерни: .
Передаточное число ступени: .
) Предварительное значение межосевого расстояния:
) Рабочая ширина венца колеса:
) Рабочая ширина шестерни:
) Суммарное число зубьев:
) Число зубьев шестерни:
) Число зубьев колеса:
) Фактическое передаточное число:
Ошибка передаточного числа:
) Проверка зубьев на изгибную выносливость:
- коэффициент учитывающий форму зуба колеса:
Напряжение в опасном сечении зуба колеса:
- коэффициент учитывающий форму зуба шестерни
Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:
) Диаметры делительных окружностей:
) Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:
) Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки:
Наружный диаметр заготовки шестерни .
Толщина сечения обода колеса
Следовательно требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.
) Силы действующие на валы от зубчатых колёс:
2 Быстроходная ступень
2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений
Коэффициент приведения для расчетов на:
Числа циклов перемены напряжений соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на :
Суммарное число циклов перемены напряжений:
Эквивалентные числа циклов перемены напряжений
Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок.
Контактная прочность:
Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:
Для расчета принимаем
Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:
2.2 Определение коэффициентов нагрузки
При этой скорости передача может быть выполнена по 8-й степени точности.
2.3 Проектный расчет быстроходной ступени редуктора
) Минимальный угол наклона зубьев:
) Действительное значение угла наклона зубьев:
Определение диаметров валов
1. Определим диаметр быстроходного вала:
Из конструктивных соображений принимаем:
Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:
Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр кратный пяти то принимаем.
Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:
2. Определим диаметр промежуточного вала:
Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр кратный пяти то принимаем .
3. Определим диаметр тихоходного вала:
Проектный расчет промежуточного вала
Действующие силы в зацеплении тихоходной ступени:
Действующие силы в зацеплении быстроходной ступени:
Определим реакции опор в вертикальной плоскости.
Определяем значения изгибающих моментов.
Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.
По эпюре видно что самое опасное сечение вала -I причём моменты здесь будут иметь значения:
Наибольшее значение суммарного изгибающего момента
Эквивалентный момент
Диаметр вала в рассматриваемом сечении
-допускаемое напряжение.
Конструктивно принимаем d=35 мм.
Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности
1 Для промежуточного вала редуктора выберем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №107.
– диаметр внутреннего кольца
– диаметр наружного кольца
– динамическая грузоподъёмность
– статическая грузоподъёмность
– предельная частота вращения при пластичной смазке.
Так как на каждом валу установлены одинаковые пары подшипников то расчет ведем по более нагруженному подшипнику. На промежуточном валу наиболее нагружен подшипник в опоре B.
На подшипник действуют:
Требуемый ресурс работы: .
– коэффициент безопасности
– температурный коэффициент
– коэффициент вращения
Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки X=1 и коэффициента осевой динамической нагрузки Y=0.
Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:
Рассчитаем ресурс принятого подшипника:
или что удовлетворяет заданному ресурсу.
2 Для быстроходного вала редуктора выберем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №104.
3 Для тихоходного вала редуктора выберем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №208.
Проверка прочности шпоночных соединений
Условие прочности при расчете на смятие:
Условие прочности при расчете на срез:
при стальной ступице при чугунной ступице..
Смазка зубчатых зацеплений и подшипников
Смазочные материалы в машинах применяют с целью уменьшения интенсивности изнашивания снижения сил трения отвода от трущихся поверхностей теплоты а также для предохранения деталей от коррозии. Снижение сил трения благодаря смазке обеспечивает повышение КПД машины кроме того снижаются динамические нагрузки увеличивается плавность и точность работы машины. Принимаем жидкое индустриальное масло И-Г-А-32 ГОСТ 20799-88. Глубина погружения зубчатых колес в масло должна быть не менее модуля зацепления и не более четверти делительной окружности колеса. При сборке в редуктор необходимо залить масла. Для наблюдением за уровнем масла в редукторе предусмотрен маслоуказатель.
Расчет клиноременной передачи
-мощность на валу ведущего шкива
-число оборотов ведущего шкива
- передаточное число
-срок службы привода
2 Выбор сечения ремня
Для заданных и по графику 11 [3] выбираем ремень сечением О с размерами (таблица 1[3]): площадь сечения 47 мм2 масса 1 метра длины 006 кгм минимальный диаметр шкива .
3 Определение диаметров шкивов.
Из стандартного ряда (таблица 2 [3]) выбираем . Расчетный диаметр ведомого шкива .
Ближайшее стандартное значение . С учетом коэффициента относительного скольжения уточняем передаточное число:
Отличие от заданного передаточного числа .
4 Межосевое расстояние ременной передачи.
Принимаем промежуточное значение a=210 мм.
5 Определяем расчетную длину ремня
Ближайшее стандартное значение по табл. 1 [3]: .
6 Уточняем межосевое расстояние
7. Угол обхвата ремнями ведущего шкива
8 Определяем число ремней
По таблице 5 [3] находим .
Расчетная мощность передаваемая одним ремнем: .
Принимаем число ремней Z=4.
9 Окружная скорость ремней
Начальное натяжение каждой ветви одного ремня :
Силы действующие на валы и опоры:
10 Средний рабочий ресурс принятых ремней
11Суммарное число ремней необходимое на весь срок службы привода.
12 По результатам расчетов принят Ремень О - 800 ГОСТ 1284.1-80- 1284.3-80
Для соединения редуктора с транспортирующим устройством обычно применяются зубчатые муфты типа МЗ позволяющие передавать большие крутящие моменты при различных комбинациях радиальных угловых и осевых смещений. Допускаемый угол перекоса валов для этой муфты при отсутствии радиального смещения равен допускаемой радиальное смещение при отсутствии перекос валов составляет 0.02d . Из-за трения в зубьях муфты МЗ нагружают вал сосредоточенным изгибающим моментом . Для нашей схемы выбираем муфту МЗ рассчитанную на максимальный момент .
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.
Битюцкий Ю.И Мицкевич В.Г. Платонов А.А. Детали машин и основы конструирования. Методические указания к выполнению курсового проекта для студентов IV курса.-М.:РГОТУПС 2004.
Мицкевич В.Г. Семеноженков В.Г. Платонов А.А. Детали машин и основы конструирования. Расчет ременных передач. Расчет цепных передач. Методические указания к выполнению курсового проекта для студентов IV курса.-М.:РГОТУПС 2005.
Иванов М.Н. Детали машин. - М.: Высшая школа 2002.

расчет вала.frw

Зубчатое колесо.cdw

Неуказанные предельные отклонения размеров:
Неуказанные радиусы скругления R=4 мм max
Неуказанные фаски 2.5
Неуказанные уклоны 7

Вал тихоходный.cdw

Неуказанные предельные отклонения размеров:
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

Спецификация (1 лист).spw

и основы конструирования
Болт М10 х 45 ГОСТ 15589-70
Гайка М10 ГОСТ 15526-70
Шайба 10 ГОСТ 9065-75
Болт М14 х 18 ГОСТ 7798-70
Шайба 14 ГОСТ 9065-75
Подшипник 107 ГОСТ 8338-75
Болт М6 х 16 ГОСТ 7805-70
Мaнжета 1-25 х 38-1 2 ГОСТ 8752-79
Подшипник 105 ГОСТ 8338-75
Подшипник 209 ГОСТ 8338-75
Мaнжета 1-45 х 65-1 ГОСТ 8752-79
Рым-болт М12.19 ГОСТ 4751-73
Винт М4 х 12 ГОСТ 11644-75
Шайба 4 ГОСТ 9065-75
Масло индустриальное
И-Г-А-32 ГОСТ 20799-8

крышка подшипника.cdw

Шкив ведущий.cdw

Редуктор общий вид.cdw

Технические требования:
Наружные поверхности корпуса красить серой эмалью ПФ-115
Плоскость разъема покрыть тонким слоем герметика Анатерм117В
ТУ 6-01-2-787-86 при окончательной сборке.
Перед вводом в эксплуатацию провести обкатку без нагрузки в течение 5 часов.
Неуказанные предельные отклонения размеров: отверстий H14
Техническая характеристика
Вращающий момент на тихоходном валу
Частота вращения тихоходного вала
Передаточное число редуктора 14
Мощность на тихоходном валу