Привод ленточного конвейера с чертежами и расчетами коническо-цилиндрического редуктора

Lutskevi4.PDMR-181.Privod lento4nogo konveyyera.Zapiska.docx

1 Энерго-кинематический расчёт привода
Цель энергокинематического расчета – подбор двигателя и определение частот вращения и крутящих моментов на всех валах привода. Эти данные являются исходными данными для дальнейших проектных расчетов передач привода.
Схема привода представлена на рисунке 1.
- электродвигатель 2 – муфта упруго-компенсирующая 3 - редуктор 4- муфта жестко-компенсирующая 5 - барабан.
Рисунок 1 – схема привода.
Окружное усилие на барабане Ft=75 кН
Скорость ленты V=03 мс
Диаметр барабана D =400 мм
Срок службы редуктора 5 лет.
1 Подбор электродвигателя
Выбор двигателя осуществляется по мощности требуемой для обеспечения передачи крутящего момента на приводном валу. Мощность потребляемая рабочим органом:
где Ft - окружное усилие на барабане кН;
V - скорость ленты мс.
Требуемую мощность электродвигателя определим по формуле :
где – к.п.д. привода.
Общий КПД определяется как произведение КПД элементов привода т.е. по формуле [1]:
общ= кп · цп2· м2 · пш5
где м. - КПД муфты м= 098;
цп - КПД цилиндрической прямозубой передачи цп = 097;
кп- КПД конической передачи кп = 095;
пш.- КПД одной пары подшипников пш= 099;
k – кол-во пар подшипников k = 5
Значения КПД взяты из таблицы 1.1 [1].
Общий к.п.д. привода:
=095097209820995=08164
Тогда требуемая мощность электродвигателя:
Pэтр= 2750858=32 кВт.
Определим частоту вращения приводного вала:
где – угловая скорость вращения приводного вала ;
Найдем угловую скорость вращения приводного вала:
Определяем желаемую частоту вращения электродвигателя:
где i0 – передаточное отношение редуктора которое выбирается в промежутке (4 25).
nДВ=1624 24 =38976 мин-1.
Исходя из вычисленных значений и выбираем асинхронный электродвигатель 4A132S8У3 с частотой вращения мин-1 и мощностью =4 кВт.
Определение частот вращения и крутящих моментов на валах
Общее передаточное отношение рассчитаем по формуле:
Определяем передаточное число для тихоходной ступени:
Определяем передаточное число для быстроходной ступени:
Определяем частоты вращения валов привода:
Определяем мощности передаваемые валами:
Для проверки сравним значения и которые должны быть равны с точностью до целых: 225 кВт Вт.
Определяем угловые скорости валов привода:
Определяем крутящие моменты на валах привода по формуле:
Проектный расчет передач редуктора
1 Выбор материалов термообработки и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес.
Для изготовления колеса и шестерни выбираем материал Сталь 40ХH
Назначаем термообработку по таблице 8.7 [2]:
для колеса – улучшение до H = 230 HB
для шестерни – улучшение до H = 250 HB
Определяем допускаемые контактные напряжения [H] МПа по формуле [2]:
S H- коэффициент безопасности;
Z N- коэффициент долговечности.
Предел контактной выносливости H lim МПа при улучшении рассчитывается по формуле из таблицы 8.8 [2]:
H lim=2 HB+70 (2.2)
Тогда предел контактной выносливости для колеса:
H lim 2=2230+70=530 МПа
Предел контактной выносливости H lim МПа при азотировании для шестерни:
H lim 1=2250+70=570 МПа
Коэффициент безопасности выбирается по таблице 8.8 [2] в зависимости от термообработки. При улучшении выбираем SH= 11.
Коэффициент долговечности Z N рассчитывается по формуле (8.59) [2]:
где NHG- циклическая долговечность;
NHЕ- эквивалентное число циклов.
Циклическая долговечность NHG рассчитывается по формуле [2]:
NHG2=30 23024=1397106
NHG1=30 25024=1707106
Эквивалентное число циклов NHЕ рассчитывается по формуле [2]:
NHЕ= Н60 сnt Σ (2.5)
где Н- коэффициент режима работы ( по таблице 8.9 [2] для постоянного режима работы );
с- число зацеплений зуба за один поворот колеса (в нашем случае с = 1);
n - частота вращения мин-1;
tΣ- расчётный срок службы ч.
Расчётный срок tΣ ч службы рассчитаем по формуле:
где L – срок службы годы;
- коэффициенты использования передачи в году и сутках.
Тогда для тихоходной ступени:
Коэффициент долговечности
Тогда допускаемые напряжения:
где -меньшее из двух : и .
Окончательно за допускаемые принимаем наименьшие допускаемые напряжения [ H] = МПа.
Для промежуточной ступени:
NHЕ 2=16015659900=3356107
NHЕ 1=16012009900=1188107
Окончательно за допускаемые принимаем наименьшие допускаемые напряжения [ H] = 48182 МПа.
Для быстроходной ступени:
NHЕ 2=16012009900=1188107
NHЕ 1=16017204064=4277107
где - меньшее из двух: и .
Окончательно принимаем за допускаемые напряжения
Допускаемые напряжения изгиба
Предел изгибной выносливости для колеса:
Предел изгибной выносливости для шестерни:
Коэффициент долговечности для колеса и шестерни:
Если 1 то принимаем =1; если >1 то оставляем рассчитанное значение.
Коэффициент двустороннего приложения нагрузки:
Коэффициент безопасности выбирается по таблице 8.8 [2] в зависимости от термообработки.
Для колеса и шестерни выбираем SF= 175.
Коэффициент долговечности YF рассчитывается по формуле [2]:
где NFG-циклическая долговечность (NFG= 4·106 для всех сталей [2]).
NFE- эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба.
Эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба NFE рассчитывается по формуле [2]:
NFE= F60 с n t Σ (2.10)
где F- коэффициент режима работы ( по таблице 8.9 [2] для постоянного режима работы F1= 1 F2= 1);
Тогда для колеса тихоходной ступени:
для шестерни тихоходной ступени:
Коэффициент долговечности:
Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки YA=1.
Тогда допускаемые напряжения изгиба:
Для колеса промежуточной ступени:
NFE2=1605659900=3356107
для шестерни промежуточной ступени:
NFE1=16012004064=1188107
Для колеса быстроходной ступени:
NFE2=16012009900=11.88107
для шестерни быстроходной ступени:
NFE1=16017209900=4277107
2 Проектный расчёт тихоходной передачи
Проектный расчёт цилиндрической прямозубой передачи ведем относительно делительного диаметра шестерни d1 м по формуле [2]:
где EПР– приведенный модуль упругости материала шестерни ( для сталей
T1- крутящий момент на валу шестерни Н·м;
KHα - коэффициент распределения нагрузки между зубьями;
KH - коэффициент концентрации нагрузки.
u- передаточное число передачи;
bd– коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра.
Коэффициент распределения нагрузки между зубьями KHα определяется по
KHα=1+006·(nст-5)≤16 (2.12)
где nСТ- степень точности изготовления колёс по нормам плавности. Назначаем nСТ= 8. Тогда
Коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра bd рассчитывается по формуле [2]:
bd=05·bа·(u+1) (2.13)
где ba- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния выбирается по таблице 8.4 [2]. При несимметричном расположении колёс относительно опор при твердости зубьев H 350 HB ba= 02 04. Принимаем ba= 03.
bd=05·03·(3476+1)=0671
Коэффициент концентрации нагрузки (выбирается по графикам (рисунок 8.15 [2]) в зависимости от твердости шестерни HB вида редуктора и коэффициента bd ). В нашем случае KH = 115.
Определим ширину шестерни b W мм по формуле (8.16) [2]:
bW=135·0671=89.914 мм
Принимаем bW=90 мм.
Определим модуль передачи m мм по формуле [2]:
где m– коэффициент модуля (определяется по таблице 8.5 [2] в зависимости от твердости(при H 350 HB m=30 20). Принимаем m= 30 тогда
По ГОСТ 9563-80 выбираем стандартный модуль m = 3.
Число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
Межосевое расстояние:
Делительные диаметры шестерни и колеса:
Диаметры вершин зубьев колеса и шестерни:
Диаметры впадин зубьев колеса и шестерни:
3 Проектный расчёт промежуточной передачи
Коэффициент распределения нагрузки между зубьями KHα:
Коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра bd:
bd=05·03·(3.54+1)=07
В нашем случае KH = 115.
Определим ширину шестерни b Wш:
bWш=87·0681=59247 мм
Определим ширину колеса b Wк мм по формуле:
bWш=60-(3 5) = 57 55 мм
Принимаем bWш=57 мм.
Определим модуль передачи m:
Принимаем = 103 мм.
4 Проектный расчёт быстроходной передачи
Коэффициент ширины относительно внешнего конусного расстояния
Коэффициент характеризующий понижение прочности зубьев конической передачи по сравнению с цилиндрической:
Модуль упругости для стали = 21
Делительный диаметр находим по формуле [2]:
где u - передаточное отношение Т- момент [н] - допускаемое контактное напряжение КH= 1(для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями) - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (для прямозубых конических колес) – коэффициент вида конических колес.
Принимаем de2 = 204499 мм
Углы делительных конусов:
Внешний делительный диаметр шестерни:
Внешнее конусное расстояние:
Ширина зубчатого венца шестерни и колеса:
Принимаем b=30244 мм
Среднее конусное расстояние:
Внешний окружной модуль:
Число зубьев шестерни и колеса:
z1` - по рис. 3.4 [2]. z1` = 18.
Модуль в среднем сечении:
Делительные диаметры шестерни и колеса в среднем сечении:
Делительные диаметры шестерни и колеса во внешнем сечении:
Проверочный расчёт передач редуктора
1 Проверочный расчёт тихоходной передачи
Коэффициент динамической нагрузки:
Коэффициент расчётной нагрузки:
Контактные напряжения:
Рассчитываем недогрузку:
Если недогрузка больше 5% или перегрузка больше 3% то производим
корректировку ширины по формуле и пересчитываем
В таком случае 48182 МПа и недогрузка составляет 0
1.2 По напряжениям изгиба
Коэффициент формы зуба для шестерни и колеса:
Определяем отношение:
Коэффициент неравномерности нагрузки:
Коэффициент концентрации нагрузки:
Условие выполняется.
2 Проверочный расчёт промежуточной передачи
Определяем недогрузку(перегрузку):
Недогрузка составляет 229
3 Проверочный расчёт быстроходной передачи
Проверочный расчёт передачи ведётся по контактным напряжениям и
напряжениям изгиба.
3.1 Проверочный расчёт передачи по контактным напряжениям
По контактным напряжениям
Коэффициент динамической нагрузки
Коэффициент расчётной нагрузки
Контактные напряжения
Недогрузка составляет 2823
По напряжениям изгиба:
Эквивалентное число зубьев:
Коэффициент характеризующий понижение прочности зубьев конической передачи по сравнению с цилиндрической
Коэффициент концентрации нагрузки
Коэффициент динамической нагрузки
Проектный расчёт валов привода
Для валов применяем материал - Сталь 45 термообработка – улучшение .
1 Проектный расчёт быстроходного вала
Приближенно оцениваем средний диаметр вала:
где – крутящий момент на валу;
– допускаемые напряжения (=12 13 МПа – для быстроходного вала; =14 15 МПа – для промежуточного и тихоходного вала [2]).
Разрабатываем конструкцию вала и по чертежу оцениваем его размеры:
- диаметр в месте посадки колеса и промежуточной шейки;
- диаметр в месте посадки подшипников;
- диаметр выходного конца вала;
- диаметр упорного буртика;
- диаметр под манжету;
2 Проектный расчёт промежуточного вала
3 Проектный расчёт второго промежуточного вала
4 Проектный расчёт тихоходного вала
Обоснование и расчет основных размеров корпуса редуктора
Корпус редуктора выполняется литым из материала СЧ15 ГОСТ1412-85. Для построения компоновочной схемы редуктора необходимо рассчитать следующие параметры:
Определяем толщину стенки редуктора:
Толщина: принимаем 10 мм.
Определяем толщину стенки крышки:
Производим выбор формы и размеров основных элементов корпуса:
Рекомендуемые диаметры болтов соединяющих:
- редуктор с рамой:
- редуктор по периметру:
- корпус с крышкой у бобышек подшипников:
Ширина фланцев редуктора в зависимости от диаметра болта:
Где и - параметры зависящие от диаметра болта.
- редуктор с рамой у бобышек: ;
- по периметру редуктора: ;
Толщина фланцев редуктора:
- корпуса с крышкой:
Минимальное расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора:
-до боковой поверхности вращающейся части:
-до боковой поверхности подшипника качения:
Минимальный радиальный зазор от поверхности вершин зубьев:
- до внутренней поверхности стенки редуктора:
- до внутренней нижней поверхности стенки корпуса:
Литейные уклоны – 30 литейные радиусы 5 мм.
По полученным данным составляем эскизную компоновку редуктора.
Проверочный расчёт тихоходного вала
Определяем силы в зацеплении.
Вал нагружен окружной Ft радиальной Fr силами и окружной силой Fм действующей со стороны муфты расположенной на выходном конце вала. По формулам:
где – делительный диаметр шестерни;
Определяем нагрузку на выходном конце вала:
1 Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и вращающих моментов. a = 128.22 мм b = 54.19 мм c = 99.1 мм.
Рассмотрим вертикальную плоскость.
Составим сумму моментов относительно опоры А:
Составим сумму моментов относительно опоры В:
Для проверки найденных реакций составим сумму сил на вертикальную ось:
Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости.
Рассмотрим горизонтальную плоскость.
Для проверки найденных реакций составим сумму сил на горизонтальную ось:
Строится эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости.
Момент в сечении II:
Строится эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.
Расчет суммарных изгибающих моментов.
Относительно опоры A:
Относительно опоры B:
Строим вал и эпюры изгибающих и крутящих моментов – рисунок 6.1.
Рисунок 6.1 – Расчетная схема вала.
2 Расчёт вала на усталостную прочность
Расчёт на прочность ведётся по опасному сечению вала в месте посадки подшипника так как крутящий момент в данном месте максимальный и диаметр наименьший.
При совместном действии напряжений кручения и изгиба должно выполняться условие:
где S – коэффициент запаса сопротивления усталости;
[S] – допускаемый запас сопротивления усталости.
Запас сопротивления усталости S находим по формуле:
где – коэффициенты запаса усталостной выносливости по напряжению изгиба и кручения соответственно;
Запас сопротивления усталости при изгибе:
Запас сопротивления усталости при кручении:
где – пределы выносливости;
– коэффициенты концентрации напряжений в опасном сечении при изгибе и кручении соответственно;
– амплитуды переменных составляющих циклов напряжений;
– средние напряжения циклов изгиба и кручения;
– коэффициенты корректирующие влияние средних напряжений циклов изгиба и кручения на сопротивление усталости.
Рассчитываем осевой и полярный моменты сопротивления опасному сечению:
Пределы выносливости определяются по формулам:
Определяем напряжение изгиба:
Определяем напряжение кручения:
Определяем коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости:
Амплитуды переменных составляющих циклов напряжений согласно принятому выше условию при расчёте вала будут следующие:
Рассчитаем коэффициенты концентрации напряжений в опасном сечении при изгибе и кручении:
где – эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
– коэффициенты учитывающие размеры вала;
– коэффициенты учитывающие качество поверхности;
– коэффициент учитывающий наличие поверхностного упрочнения.
и зависят от вида концентраций напряжений в опасном сечении.
Величины учитывающие размеры вала оцениваем по формулам:
где d – диаметр вала в мм.
Значение определяем по формуле:
Значение увеличивают в 15 раза:
Рассчитаем величины учитывающие размеры вала:
Рассчитаем коэффициенты учитывающие качество поверхности по формулам:
где – шероховатость поверхности.
Рассчитаем коэффициенты концентрации напряжений в опасном сечении:
Рассчитываем запас сопротивления усталости при изгибе:
Рассчитываем запас сопротивления усталости при кручении:
Рассчитываем запас сопротивления усталости:
Сравниваем с допускаемым запасом сопротивления усталости:
Выбор и расчёт шпоночных соединений привода
Для закрепления деталей на валах редуктора используем призматические шпонки. Размеры поперечного сечения шпонок выбираем по ГОСТ 23360-78 в соответствии с диаметром вала в месте установки шпонок. Расчётную длину шпонок находим из условия смятия:
где Т – передаваемый момент Нм;
d – диаметр вала мм;
h – высота шпонки мм;
[см] – допускаемое напряжение смятия МПа; при стальной ступице и спокойной нагрузке [см]=80 120 МПа;
при скругленных концах
b – ширина шпонки мм.
Допускаемое напряжение на смятие примем равным [см] = 120 МПа наихудший вариант когда работа механизма сопровождается большими толчками.
Шпоночное соединение для тихоходного вала:
Крутящий момент на валу:
Шпоночное соединение для выходного конца тихоходного вала:
Шпоночное соединение для промежуточного вала:
Шпоночное соединение для второго промежуточного вала:
Шпоночное соединение для быстроходного вала:
Выбор и расчет подшипников привода
По диаметрам валов выбираем подшипники качения:
- для быстроходного вала – роликовые конические радиально-упорные ГОСТ 27365-87 и радиальные шариковые ГОСТ 8338-75.
- для тихоходного и второго промежуточного валов - шариковые радиальные ГОСТ 8338-75;
- для первого промежуточного вала - шариковые радиально-упорные
Выбранные подшипники и их основные параметры сносим в таблицу 2.
Таблица 2 – Подшипники качения
Обозначение подшипников
Произведём проверочный расчёт подшипников качения тихоходного вала по динамической грузоподъёмности.
Исходные данные: диаметр в месте посадки подшипников d =75 мм
n = 1625 мин-1. Ресурс Lh = 9900 ч. [1 табл.16.3] С = 39700 Н Со= 26000 Н.
1 Проверочный расчёт подшипника
За радиальные нагрузки принимаем .
Условие подбора подшипника по динамической грузоподъёмности:
где – действительная динамическая грузоподъёмность;
С - паспортная грузоподъёмность .
Действительная статическая грузоподъёмность находиться по формуле:
где p – показатель степени зависящий от типа тел качения (для шариковых p=3) ;
L – ресурс подшипника млн.оборотов ;
– эквивалентная динамическая нагрузка ;
- коэффициент условий работы (при спокойной нагрузке =1) ;
- коэффициент зависящий от вероятности выхода подшипника из строя.
Коэффициент выбирается по таблице в зависимости от типа подшипника и условий эксплуатации (для шарикоподшипников (кроме сферических) ) .
Эквивалентная динамическая нагрузка определяется по формуле:
где – коэффициент радиальной силы;
– коэффициент осевой силы;
– коэффициент вращения зависящий от того какое кольцо вращается относительно внешней нагрузки (при вращении внутреннего кольца );
- коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки(при спокойной нагрузке =1) ;
– температурный коэффициент(для стали при t до ).
Рассчитаем ресурс подшипника по формуле:
где – частота вращения вала;
– срок службы механизма в часах;
Рассчитываем действительную статическую грузоподъёмность:
Сравниваем с паспортной грузоподъёмностью:
Условие проверки и подбора подшипников по статической грузоподъёмности:
где P0– эквивалентная статическая нагрузка;
С0- статическая грузоподъёмность.
Эквивалентная статическая нагрузка P0 рассчитывается по формуле:
где X0 и – коэффициенты радиальной и осевой сил;
и - радиальная и осевая силы.
Коэффициенты радиальной и осевой сил находятся по таблице в зависимости от типа подшипника: для радиально-упорных шарикоподшипников X0=06
Выбор соединительных муфт
Для соединения вала электродвигателя с валом редуктора согласно заданию применяем муфту упругую втулочно-пальцевую 10-2000-70-1-70-4 ГОСТ21424-93. Упругие муфты применяют для компенсации вредного влияния несоосности валов и улучшения динамических характеристик привода.
Для соединения выходного вала редуктора с приводным валом применяем муфту зубчатую жестко-компенсирующую МЗ 1-2500-70-1 ГОСТ 50895-95. Жестко-компенсирующую муфту применяют для компенсации вредного влияния несоосности валов.
Обоснование и выбор смазочных материалов
Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение предотвращает повышенный износ и нагрев деталей а также предохраняет детали от коррозии.
В редукторе применяют наиболее простой способ смазки – картерный непроточный (окунание зубьев зубчатых колёс в масло залитое в корпус). Этот способ смазки был выбран потому что окружные скорости не превышают 12..15 мс.
Принимаем для смазки редуктора масло трансмиссионное ТМ-3-9 ГОСТ 23652-79 имеющее кинетическую вязкость .
Для смазки подшипников роликовых конических радиально-упорных на быстроходном валу применяем наиболее распространённую для подшипников смазку: Жировую 1-13 ГОСТ 1631-61 а все остальные компоненты смазываются разбрызгиванием.
Техника безопасности и экологичность проекта
При разработке редуктора учитывались требования безопасности и экологичности его работы.
На валах в крышках подшипниковых узлов предусмотрена установка уплотнений для защиты редуктора от попадания в него пыли и грязи а также для предотвращения вытекания масла из корпуса редуктора.
- Электрооборудование и электрические устройства применяемые в проекте соответствуют государственным стандартам и правилам определяющим требования к оборудованию по электробезопасности.
- Движущиеся части привода цепного конвейера являющиеся источниками опасности ограждаются за исключением частей ограждение которых невозможно по их функциональному назначению.
- При обслуживании смазке и ремонте привода цепного конвейера должны обеспечиваться безопасные условия их проведения при этом:
а) уборка упавшего транспортируемого материала должна производиться при остановленном оборудовании с применением лопат крючков сметок щеток и т.п.;
б) уборка и чистка электрооборудования находящегося под напряжением не допускается;
в) ремонт и наладка смазка приводов оборудования и механизмов не имеющих встроенных систем смазки во время работы не допускаются.
Пространственная схема редуктора с усилиями в зацеплении
Конструктивная проработка узла соединения валов электродвигателя редуктора
Согласно схема задания курсового проекта вал электродвигателя соединяется с валом редуктора с помощью муфты упругой втулочно-пальцевой.
МУВП — упругая муфта для компенсации динамических нагрузок. Состоит из двух полумуфт неподвижно закреплённых в одной полумуфте пальцев на которых размещены резиновые втулки через которые пальцы взаимодействуют с другой полумуфтой.
)На момент ее эксплуатации не требуется проводить обслуживание и смазку
)Резиновые пальцы применяются без металлического сердечника. Этот момент определяет высокую надежность изделия.
)Характеризуется достаточно высоким параметром энергоемкости. Это связано с возможностью накапливания и распространения энергии.
Схема соединения вала электродвигателя с валом редуктора посредством муфты
При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика сопротивление материалов материаловедение.
В ходе решения поставленной перед нами задачи была освоена методика выбора элементов привода получены навыки проектирования позволяющие обеспечить необходимый технический уровень надежность и долгий срок службы механизма.
Опыт и навыки полученные в ходе выполнения курсового проекта будут востребованы при выполнении как курсовых проектов так и дипломного проекта.
Список использованных источников
Иванов М.Н. Детали машин. Москва: Высш. шк. 2007. - 408 с.
Детали машин проектирование: Учеб. пособ Л.В. Курмаз А.Т. Скобейда – Мн.: УП “Технопринт” 2001-290с.
Конструирование узлов и деталей машин Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Москва Высш. Шк. 1998 – 447 с.

Lutskevi4.PDMR-181.Privod lento4nogo konveyyera.Titulnik.docx

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
ГОСУДАРСТВЕННОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ
ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ
«БЕЛОРУССКО-РОССИЙСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»
Кафедра «Основы проектирования машин»
«ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА»
Пояснительная записка
ПЛК-0.3.00.00.000 ПЗ
студент группы ПДМр-181 Луцкевич Д.Ю.
Руководитель проекта:
докт. техн. наук профессор Даньков А.М.

Lutskevi4.PDMR-181.Privod lento4nogo konveyyera.Soderzhaniye i vvedeniye.docx

Энерго-кинематический расчёт привода 5
Проектный расчет передач редуктора .9
1 Выбор материалов термообработки и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес 9
2 Проектный расчёт тихоходной передачи 15
3 Проектный расчёт промежуточной передачи 18
4 Проектный расчёт быстроходной передачи . ..19
Проверочный расчёт передач редуктора . .23
1 Проверочный расчёт тихоходной передачи .. 23
2 Проверочный расчёт промежуточной передачи .. .25
3 Проверочный расчёт быстроходной передачи .. 26
Проектный расчёт валов привода . 29
1 Проектный расчёт быстроходного вала .. 29
2 Проектный расчёт промежуточного вала . ..29
3 Проектный расчёт второго промежуточного вала . 30
4 Проектный расчёт тихоходного вала 30
Обоснование и расчет основных размеров корпуса редуктора 31
Проверочный расчёт тихоходного вала 33
Выбор и расчёт шпоночных соединений привода ..38
Выбор и расчет подшипников привода 44
Выбор соединительных муфт . . .45
Обоснование и выбор смазочных материалов . . .46
Техника безопасности и экологичность проекта ..47 12 Пространственная схема редуктора с усилиями в зацеплении . 48
Конструктивная проработка узла соединения валов электродвигателя редуктора 49
Список литературы 51

Lutskevi4.PDMR-181.Privod lento4nogo konveyyera.4ertej 7.cdw

Lutskevi4.PDMR-181.Privod lento4nogo konveyyera.4ertej 1.cdw

редуктора и вала приводного 1
Привод ленточного конвейера
Белорусско-Российский
Техническая характеристика
Электродвигатель: 4А132S8У3
Тип: коническо-цилиндрический
Передаточное отношение: 44
Технические требования
Радиальное смещение валов не более
редуктора и вала приводного 1 мм
Перекос валов не более
План отверстий под фундаментные болты (1:4)

Lutskevi4.PDMR-181.Privod lento4nogo konveyyera.Spetsifikatsiya 4.cdw

Болт 6.3.M12x150 ГОСТ 24379.1-2012
Электродвигатель 4А132М8У3
Вновь разрабатываемые изделия

Lutskevi4.PDMR-181.Privod lento4nogo konveyyera.4ertej 2.cdw

Техническая характеристика:
Частота вращения ведущего вала
Передаточное отношение редуктора 44
Момент на выходном валу
Технические требования:
Редуктор обкатать на всех режимах нагрузки 10-15 минут
после сборки валы должны проворачиваться свободно
В редуктор залить масло марки ТМ-3-9 ГОСТ 17472-85
Остальные технические требования по СТБ-1022-96
Белорусско-Российский

Lutskevi4.PDMR-181.Privod lento4nogo konveyyera.Spetsifikatsiya 2.cdw

Белорусско-Российский
Шайба 8Н ГОСТ 23555-76
Подшипники 1614 ГОСТ 28428-90
Стопорные кольца ГОСТ 13940-86
Шпонки ГОСТ 23360-78
Гайка M8-6H ГОСТ 15522-70
Манжета 1.1-80х110-1 ГОСТ 8752-79
Болт М8-6gx55 ГОСТ 7798-70

Lutskevi4.PDMR-181.Privod lento4nogo konveyyera.4ertej 4.cdw

После сварки раму отжечь и рихтовать
Отверстия в платиках делать после рихтовки
Остальные технические требования по СТБ 1024-96
Белорусско-Российский

Lutskevi4.PDMR-181.Privod lento4nogo konveyyera.4ertej 5.2.cdw

Твердость поверхности вала 200 230 HB
Остальные технические требования по СТБ 1014-95
Белорусско-Российский

Lutskevi4.PDMR-181.Privod lento4nogo konveyyera.4ertej 3.cdw

Технические характеристики:
Скорость барабана V=0
Технические требования:
Рабочий орган в собранном виде должен
проворачиваться без заклинивания
Вал-приводной красить серой нитро-эмалью
Смазка подшипников ЦИАТИМ-221 по ГОСТ 9433-81
Допуск несоосности 3 мм
Остальные требования по СТБ 1022-96
Белорусско-Российский

Lutskevi4.PDMR-181.Privod lento4nogo konveyyera.4ertej 5.4.cdw

Формовочные уклоны-3
литейные радиусы- 3 мм
Остальные технические требования по СТБ 1014-95
Белорусско-Российский

Lutskevi4.PDMR-181.Privod lento4nogo konveyyera.Spetsifikatsiya 1.1.cdw

Lutskevi4.PDMR-181.Privod lento4nogo konveyyera.Spetsifikatsiya 1.3.cdw

Манжеты ГОСТ 8752-79
Шпонки ГОСТ 23360-78
Подшипники ГОСТ 8338-75
Подшипники ГОСТ 27365-87

Lutskevi4.PDMR-181.Privod lento4nogo konveyyera.Spetsifikatsiya 1.2.cdw

Lutskevi4.PDMR-181.Privod lento4nogo konveyyera.4ertej 5.3.cdw

Твердость зубьев 280-300 НВ
Точность зубчатого колеса в соответствии с ГОСТ 1643-81
Остальные технические требования по СТБ 1014-95
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
Белорусско-Российский
Межосевое расстояние
Коэффициент смещения

Lutskevi4.PDMR-181.Privod lento4nogo konveyyera.4ertej 5.1.cdw

Радиусы закруглений -5 мм
Точность зубчатого колеса в соответствии с ГОСТ 1643-81
Остальные технические требования по СТБ 1024-95
Сталь 40ХН ГОСТ 4543-71
Белорусско-Российский
Степень точности ГОСТ 1643-81
Межосевое расстояние
Коэффициент смещения