Привод ленточного конвейера с червячным редуктором

Барабан.spw

КП.2069889.15.Д3.9.4.17.02.00.00
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.02.00.01
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.02.00.02
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.02.00.03
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.02.00.04
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.02.00.05
Винт М8 х 20 ГОСТ 1491-80
Гайка М10 ГОСТ 5915-70
Кольцо 55 ГОСТ 13942-86
Корпус УМ 100 ГОСТ13218.3-80
Шайба 10 ГОСТ6402-70
Штифт 4 х 12 ГОСТ 3128-70

Барабан.cdw

КП.2069889.15.Д3.9.4.17.02.00.00
Технические требования
Перед сборкой подшипники нагреть в масле до 70-80
Подшипниковые узлы заполнить смазкой Литол 24 ГОСТ 21150-87
на 23 свободного объёма.
После сборки проверить плавность вращения вала вручную.
Вращение должно быть плавным
Полную замену смазки произвести через 500 часов.
Корпуса поз. 11 и крышки поз. 12:13 красить нитроэмалью НЦ5123
ГОСТ7462-73 чёрного цвета.
Допускаемый перекос осей вала и корпуса подшипника не более

Редуктор.spw

КП.2069889.15.Д3.9.4.17.01.00.00
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.01.01.00
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.01.02.00
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.01.00.01
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.01.00.02
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.01.00.03
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.01.00.04
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.01.00.05
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.01.00.06
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.01.00.07
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.01.00.08
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.01.00.09
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.01.00.10
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.01.00.11
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.01.00.12
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.01.00.13
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.01.00.14
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.01.00.16
Болт М6 х18 ГОСТ 7798-70
Болт М6 х25 ГОСТ 7798-70
Болт М8 х22 ГОСТ 7798-70
Болт М10 х30 ГОСТ 7798-70
Болт М12 х45 ГОСТ 7798-70
Болт М12 х110 ГОСТ 7798-70
Гайка М12 ГОСТ5915-70
Подшипник 7206 ГОСТ 27635-87
Подшипник 7310 ГОСТ 27635-87
Мaнжета 1-30 х 50-1 3 ГОСТ 8752-79
Мaнжета 1-50 х 70-1 3 ГОСТ 8752-79
Штифт 10 х 30 ГОСТ 3128-70
Шайба 6 Л ГОСТ 6402-70
Шайба 10 Л ГОСТ 6402-70
Шайба 12 Л ГОСТ 6402-70

Редуктор.cdw

КП.2069889.15.Д3.9.4.17.01.00.00
Технические характеристики
Момент на тихоходном валу
Частота вращения быстроходного вал
Передаточное отношение редуктора 20
Коэффициент полезного действия редуктора
Технические требования
Перед сборкой подшипники качения нагреть в масляной ванне до
температуры 80-90 градусов по Цельсию.
Боковой зазор должен быть не менее 0
Пятно контакта по высоте зубьев должно быть не менее 40 %
длине зубьев - не менее 50 %.
В редуктор залить масло индустриальное И-30А (ГОСТ 20799-75)
литра на 1 кВт передаваемой мощности. П
Редуктор обкатать под нагрузкой в течение двух часов.
Неравномерный шум и сильный нагрев при работе редуктора не
Внутреннюю поверхность корпуса редуктора грунтовать грунтовкой
красить эмалью ВЛ-515 красного цвета (ТУ 6-10-1052-75).
Наружную поверхность корпуса редуктора грунтовать грунтовкой
красить эмалью ПФ-115 серого цвета (ГОСТ 6465-76).

Расчёты.doc

Задание на курсовой проект по деталям машин и основы конструирование
Шифр КП. 15. Д3.9.4.17
Спроектировать привод ленточного конвейера
Кинематическая схема График нагрузки
Окружное усилие на барабане- Ft кН 23
Скорость ленты конвейера - V мс 08
Диаметр барабана- Dб мм 400
Ширина ленты - B мм 300
Высота установки ведущего вала - H мм 300
Угол обхвата барабана - α рад 37
Сборочный чертеж ведущего вала (срок исполнения 07.03.2017)
Сборочный чертеж редуктора (срок исполнения 04.04.2017)
Сборочный чертёж привода(срок исполнения 02.05.2017)
Проект предоставить к защите
к.т.н доцент (Подпись)
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
2.Определение потребной мощности и выбор электродвигателя
Номинальный момент по валу ИМ.
Расчет эквивалентного вращающего момента.
Согласно приведенному графику нагрузки.
Угловая скорость вращения вала ИМ.
Расчет КПД. Согласно кинематической схеме.
Расчетная мощность электродвигателя.
Частота вращения вала ИМ.
Возможный диапазон общего передаточного числа кинематической схемы привода. (твердость зубьев NRC56).
Возможный диапазон асинхронной частоты вращения вала электродвигателя.
Определение передаточного числа привода и его разбивка по ступеням передач.
Из таблиц характеристик стандартных электродвигателей единой серии АИР выбираем электродвигатель по условиям
где Ртаб nтаб – табличные значения соответственно мощности кВт и частоты вращения вала обмин. Принимаем 100L6950
Определяем общее передаточное число привода для двигателей разной мощности. Принимаем для ременной передачи передаточное число – 25.
Ближайшие значения передаточного числа червячного редуктора.
Проверяем точность разбивки передаточных чисел:
Данное условие выполняется для выбранного двигателя.
Проверку выбранного электродвигателя на перегрузку производим по условию:
nтаб = 950 обмин; UO = 2487;
а т. к. Ртаб = 22 кВт то условие не выполняется т. е. двигатель будет перегружен.
Возьмем более мощный двигатель. Принимаем 112MA6955
Принимаем для ременной передачи передаточное число – 25.
Данное условие выполняется ни выбранного редуктора.
nтаб = 955 обмин; UO = 25;
а т. к. Ртаб = 3 кВт то условие выполняется т. е. двигатель не будет перегружен.
Таким образом окончательно принимаем:
U=10; двигатель АИР112МА6. Ртаб = 30 кВт nтаб = 955 обмин
3.Составление таблицы исходных данных
Пронумеровав валы по порядку начиная с вала который связан с валом электродвигателя через муфту производим расчёт кинематических и силовых характеристик для каждого вала. Результаты расчётов сводим в таблицу. При расчёте мощности на каждом валу будем учитывать потери (КПД) на участке кинематической цепи от электродвигателя до рассматриваемого вала и от предыдущего вала до рассматриваемого вала.
При расчете Р1 за мощность электродвигателя принимается расчетная (Ррн) полученная по формуле:
После составления таблицы исходных данных производится проверка правильности расчетов. Должны выполняться следующие два примерных равенства:
В левой части равенства стоят данные последней строки таблицы а справа – соответствующие им характеристики исполнительного механизма.
n4 = 382 обмин; nим = 382 обмин;
T4 = 46125 Н·м; T = 460 Н·м.
Расхождения в скоростях и моментах примерно 02 % что допустимо
РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Исходные данные: мощность на червяке P2 = 226 кВт; крутящий момент на червяке T2 = 565 Нм; крутящий момент на червячном колесе
T3 = 475.5 Нм; частота вращения червяка n2 = 382 обмин; частота вращения червячного колеса n3 = 382 обмин; передаточное число u = 10. Срок службы передачи L = 5 лет коэффициенты годового и суточного использования соответственно Кгод = 08 и Ксут = 06.
1. Выбор кинематической схемы червячного редуктора
Так как n1 1000 обмин принимаем нижнее расположение червяка.
2. Выбор числа витков червяка
Для передаточного числа u = 10 принимаем Z1 = 4.
3. Определение числа зубьев червячного колеса
Z2 = Z1 u = 410 = 10.
4. Определение приближённого значения скорости скольжения
Vs = 45 10-4 n1 = 4510-4 382 = 13 мс.
5. Выбор материалов и допускаемых напряжений
Для червяка (см. табл. 1) выбираем сталь 40Х закалка до 48 54 HRC витки шлифованные и полированные.
В тихоходных малонагруженных передачах при малых скоростях скольжения (Vs 2 мc) а также в ручных приводах червячные колёса допускается изготавливать цельными из серого чугуна марок СЧ 15 или СЧ 21.
Для венца червячного колеса при Vs = 13 мс выбираем серый чугун марки СЧ 15 (Т = 0 МПа; в = 147 МПа) (учебник Чернавского стр66)..
Для червячных колёс изготовленных из чугуна допускаемые контактные напряжения (МПа) определяют по формуле
[H] = 175 – 35Vs = 175-3513=1295
По формуле (9) определяем допускаемое напряжение изгиба.
Допускаемое напряжение изгиба для базового числа циклов перемены напряжений:
[F]0=0225= 0255320 = 72 МПа.
Суммарный срок службы передачи:
tΣ = L 365Кгод 24Ксут = 5 365 08 24 06 = 21 024 ч.
Расчётное число циклов перемены напряжений:
NFE = 60 n2 tΣ = 60 382 21024 = 482 106.
Коэффициент долговечности:
Допускаемое напряжение изгиба:
[F] = [F]0 KFL = 72 065 = 468 МПа.
6. Выбор коэффициента диаметра червяка
Предварительно принимаем q = 10.
7. Определение межосевого расстояния
аw = 610 = = 18601 мм.
Примем согласно стандартному ряду ближайшее большее значение
8. Определение модуля зацепления
Примем ближайшее стандартное значение m = 8 мм.
9. Определение коэффициента смещения инструмента
х= аw m – 05(q +Z2) = 2008 – 05(10 + 40) = 0.
Так как х не выходит за пределы рекомендуемых значений (–1≤ х ≤ +1) изменять величины q и Z2 не будем.
10. Определение действительной скорости скольжения
Делительный диаметр червяка:
d1 = mq = 8 10 = 80 мм.
Окружная скорость червяка:
V1 = d1 n1(60 1000) = 314 80 382(60 1000) = 16 мс.
По табл. 5 для q = 10 и Z1 = 4 угол подъёма винтовой линии червяка
Тогда Vs = V1 cos γ = 16 09285 = 149 мс.
11. Определение коэффициента полезного действия червячной передачи
По табл. 6 для чугуна при Vs = 149 мс угол трения можно принять равным φ = 2°50.
12. Проверочные расчёты червячной передачи
12.1. Проверка на контактную прочность
Делительный диаметр червячного колеса:
d2 = m Z2 = 8 40 = 320 мм.
Окружная скорость червячного колеса:
V2 = d2 n2 (601 000) = 314 320 382 (601 000) = 064 мс.
Так как V2 3 мс принимаем коэффициент нагрузки К = 10.
Действительное контактное напряжение:
По формуле (7) уточняем допускаемое контактное напряжение:
[H] = 175 – 35Vs = 175-3513=1295 МПа.
Так как H [H] условие контактной прочности соблюдается.
12.2. Проверка на изгибную прочность
Эквивалентное число зубьев колеса:
= 40cos3 21о 48`05`` 50.
По табл. 7 для = 50 коэффициент формы зуба колеса принимаем равным YF2 = 145.
Ширина зубчатого венца:
b2 = 0315 aw = 0315 200 = 63 мм.
Принимаем b2 = 63 мм.
Действительное напряжение изгиба:
Так как F [F] = 46.8 МПа условие изгибной прочности выполнено.
13. Определение основных геометрических параметров червячной передачи
Фактическое межосевое расстояние:
aw = 05m(q + Z2 + 2x) = 05 8(10 + 40 +0) = 200 мм.
13.1. Размеры червяка
Делительный диаметр:
dw1 = m(q + 2x)= 8(10 + 0) = 80 мм.
Диаметр вершин витков:
da1 = d1 + 2m = 80 + 2 8 = 96 мм.
Диаметр впадин витков:
df1 = d1 – 24m = 80 – 24 8 = 60.8 мм.
Длина нарезанной части червяка:
b1 (11+01Z2)m (11+0140)81200 мм.
Принимаем b1 = 120 мм.
13.2. Размеры червячного колеса
Диаметр вершин зубьев:
da2 = d2 + 2m(1+x) = 320+28(1+0) = 336 мм.
Диаметр впадин зубьев:
df2 = d2 – 2m(12– x) = 320– 28(12 – 0)=300.8 мм.
Наибольший диаметр колеса:
dam2 ≤ da2 + 6m (Z1 + 2) ≤ 336 + (6×8)(4+2) ≤ 344 мм.
Ширина венца b2 = 63 мм (см. подразд. 3.12.2).
14. Определение сил в зацеплении
Окружная сила на червячном колесе равная осевой силе на червяке:
Ft2 = Fa1 = 2103 T2d2 = 2103 475.5320 = 2972 H.
Окружная сила на червяке равная осевой силе на червячном колесе:
Ft1 = Fa2 = 2103 T1dw1 = 2103 56.580 = 1413 H.
Радиальная сила на колесе равная радиальной силе на червяке:
Fr1 = Fr2 = Ft2 tg α = 2972 tg 20о = 1082 H.
15. Тепловой расчёт червячной передачи
Учитывая что коэффициент теплопередачи КT зависит от материала из которого изготовлен корпус редуктора и интенсивности вентиляции помещения и считая что редуктор эксплуатируется в помещении с интенсивной вентиляцией его корпус выполнен из чугуна и обеспечено интенсивное перемешивание масла за счет нижнего расположения червяка принимаем его значение
Площадь поверхности охлаждения корпуса приближенно выбираем (не учитывая площадь основания которым он крепится к металлической раме или фундаменту) в зависимости от межосевого расстояния передачи:
А 2 20aw2 20 (02)2 08 м2 .
При условии хорошего прилегания корпуса редуктора к фундаментной плите или раме = 03.
Температура масла в редукторе при установившемся режиме работы:
Расчёт показал что при работе редуктора температура масла превышает допустимую величину [tм] = 90 оC и естественного охлаждения для обеспечения эксплуатационного режима недостаточно. Необходимо предусмотреть соответствующий отвод избыточной теплоты.
Отношение tм[tм] = 133.890 = 149 2 указывает на необходимость дополнительного воздушного охлаждения путём установки крыльчатки вентилятора на червяке.
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Диаметр выходного конца под шкивом ременной передачи из расчета на кручение при k=20 МПа
Длина посадочного конца под шкивом lш=42 мм
Диаметр подшипниковых шеек dп1= 30 мм
Диаметр выходного конца 45 мм
Диаметр подшипниковых шеек dп2= 50мм
Диаметр под колесом dК2= 55 мм
Диаметр бурта для упора колеса dбк2+3f =60 мм
Т4=46125 Нм; к=20 МПа
Диаметр конца приводного вала конвейера
Принимаем d3=50мм; L=82мм;
Диаметр подшипниковых шеек dп3=55 мм
Диаметр под барабаном dб=60 мм
КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОЛЕС И КОРПУСА РЕДУКТОРА
Приняли выполнение витков червяка заодно целое с валом.
Колесо кованое диаметр ступицы колеса.
dст=16dк2 = 16×55 = 88 мм Принимаем dст = 90 мм
lст =(1 12) dк2 = 12·55 = 66 мм Принимаем lст = 70 мм
1 Толщина стенок корпуса и крышки
о=0025×aW + 2 = 0025×200 + 4 = 9 принимаем 10 мм.
к=002×aW + 2 = 002×200 + 4 = 8 принимаем 10 мм.
2 Толщина фланцев корпуса и крышки.
b=15 × = 15×10 = 15 мм
3 Толщина нижнего пояса корпуса.
р =25 × = 25×10 = 25 мм
d1=0.04 aW +12 = 20 мм
Принимаем фундаментные болты М20
Болты для крепления крышки к корпусу редуктора М16; М12
Принимаем роликовые конические подшипники легкой серии №7206
d = 30 мм D = 62 мм B = 16 мм С1=31.5×103Н; С01=22×103 Н Y = 1.64
Принимаем роликовые конические подшипники средней серии №7310
d = 50 мм D = 110 мм B = 29 мм С2=100×103Н; С02=75×103 Н.
Принимаем радиальные сферические шарикоподшипники легкой серии №1211
d = 55 мм D = 100 мм B = 21 мм С3=265×103Н; С03=133×103 Н.
Расчетный момент муфты: ТМ = КМ×Т
где коэффициент запаса принимаем в зависимости от режима нагрузки
Км = 12 18. В нашем случае приняли Км = 13
Упругая муфта на выходном валу.
ТМ = 13×Т3 = 13×4755=61815 Нм
Принимаем муфту цепную 1000-50-1.1 У3 с номинальным моментом ТН = 1000 Нм посадочными диаметрами d = 50 мм диаметр муфты D = 210 мм.
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов длины шпонок по ГОСТ 23360-78.
Материал - сталь 45 нормализованная.
Допускаемые напряжения смятия [] =120 МПа. [] =70 МПа.
Шпонка на входном конце редуктора
d1 = 25 мм; Т2 = 565 Нм;
b=8мм; h=7мм; t1=4мм; l = 32 мм.
dК2 = 55 мм; Т3 = 4755 Нм;
b=14мм; h=9мм; t1=55мм; l = 63 мм
Шпонка на выходном конце
d2 = 45 мм; Т3 = 4755 Нм;
b=14мм; h=9мм; t1=55мм; l = 50 мм
Шпонка под барабаном.
dб = 60 мм; Т4 = 46125 Нм;
b=18мм; h=11мм; t1=7мм; l = 60 мм.
СТАТИЧЕСКАЯ ПРОВЕРКА ВАЛОВ ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ
Вал редуктора ведущий
Исходные данные для расчёта.
FА=2972; Fr=1082; Ft=1413;
FВ=16281; T2=565 Нм;
а=005 м; b=017м; с=017; d=008м
Определим реакции опор. ΣМb=0
Проверка: ΣFy=Ya+Yb-Fr =0
Строим эпюру изгибающего мoмента в вертикальной плоскости.
MXA=0; MXС= Yab=890.65×017=151.41 Нм
MXС1=Yb c=191.35×017=32.53 Нм;
Рассмотрим нагрузку вала в горизонтальной плоскости.
Ft c-Xa(c+b)+Fб(a+b+c)=0
ΣMa=Xb(c+b)-Ftb+ Fбa =0
Проверка: ΣFx=(Xa+Xb)-Ft -Fb=0
MYA=-Fb a = -162.81· 0.05 =8.14 ;
MYС=Xb·c=682.56×017=116.03 Нм
Эпюра суммарного изгибающего мoмента.
Cуммарные реакции опор.
Проверка долговечности подшипника.
Осевая сила Fa=938.13 H
что соответствует е=044. Осевую силу учитываем
X=0.4; Y=1.64; V=1- вращается внутреннее кольцо
К = 13- коэффициент безопасности; Кt =10 - при t100°C
РA = (VRaX+FaY)KKt = 2655.81 Н
больше расчетной долговечности L3=21024 час т.е. долговечность обеспечена.
Вал редуктора ведомый
T3=4755 Нм; Fa=1413;
а=0074 м; b=0074м; с=008м; d=032м
Со сторону муфты действует консольная нагрузка
Fm=125·(T2)0.5 = 2725.75 H
Рассмотрим отдельно нагрузку от муфтыотдельно от сил в зацеплении червячного колеса а затем сложим по модулю т.к. направление Fm не известно.
Рассмотрим отдельно нагрузку в вертикальной плоскости.
Определим реакции опор.
ΣМb=0; -Ya(b+a)+Frb+05 Fа · d =0
ΣMa=0; Yb(b+a)+Fa×05d-Fra-=0
Проверка: ΣFY=Ya+Yb-Fr =0
MXA=0; MXС=Yaa=15131 Нм
MXС1=Ybb=9627·0074=-7124 Нм
Определим реакции опор. ΣМb=0; Ftb-Xa(a+b)=0
Проверка: ΣFx=(Xa+Xb)-Ft1=0
Строим эпюру изгибающего мoмента в горизонтальной плоскости.
MYA=0; МYC=Xbb=10996Нм
Эпюра суммарного изгибающего момента.
Суммарные реакции опор.
Прочность вала проверим в опасном сечении под опорой С
в данном сечении dn3=50 мм
Момент сопротивления при изгибе.
WX = 01dn33 = 01×503 = 12500 мм4
Момент сопротивления при кручении.
WР = 02dn33 = 02×503 = 25000 мм4
Проверка долговечности подшипника №210
Осевая сила Fa= 1413 H
что соответствует е=022
больше е осевую силу учитываем
X=041;Y=16 V=1- вращается внутреннее кольцо
РB = (V·Rb ·X+Fa Y)K ×Kt = 604329Н
больше расчетной долговечности т.е. долговечность обеспечена.
ПРОВЕРКА ОПАСНЫХ СЕЧЕНИЙ ВАЛОВ НА ВЫНОСЛИВОСТЬ
Сечение под червячным колесом вала 2 наиболее нагружено.
Материал валов сталь 45 нормализованная.
Характеристики стали: B=570 МПа; 1=246 МПа; 1 =142 МПа.
Амплитуда и среднее значение цикла нормальных и касательных напряжений: V= ma m=0; ma
V = m = max2=777 МПа
Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом
= 079 = 2 =146 = 067
Коэффициенты асимметрии цикла: =015; =01;
Коэффициенты запаса по нормальным касательным напряжениям и результирующий.
ЭСКИЗНОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ УЗЛА ВАЛА РАБОЧЕГО ОРГАНА
Выбор крышек подшипников корпусов и манжет
Подшипники служат опорами для валов и вращающихся осей. Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки приложенные к валу и сохраняют заданное положение оси вращения вала. Подшипники качения классифицируют по форме тел качения и по направлению воспринимаемой нагрузки. В нашем случае на валу ИМ будем использовать шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники по ГОСТ 28428 – 90 лёгкой серии. Размеры подшипника определяем по посадочному диаметру на вал dП=55мм следовательно обозначение нашего подшипника 1211.
Во избежание установки подшипника с перекосом вследствие малого отношения l d (l = B – ширина кольца подшипника d – посадочный диаметр подшипника на вал l d = 0354) для точности базирования подшипника на валу необходимо предусмотреть заплечик к торцу которого при сборке будет поджиматься подшипник. Высота заплечика должна образовывать достаточную опорную поверхность для торца кольца подшипника. Как мы приняли ранее: dБ.П. = 60 мм.
Для выбранного подшипника имеющего наружный диаметр D = 100 мм принимаем корпус УМ 100 крышки МН 100×55 и глухую крышку ГН 100. В манжетные крышки МН подбираем манжеты 1–55х80-12
Для герметизации подшипниковых узлов различных машин и отдельных корпусов осевой фиксации подшипников и восприятия осевых нагрузок применяют крышки. Конструкция крышек зависит от способа уплотнения валов (крышки с манжетным уплотнением или глухие крышки) способа крепления подшипника на валу (низкие средние высокие) а так же от способа крепления крышек. Крышки базируют по торцу фланца поэтому высоту центрирующей цилиндрической поверхности делают небольшой чтобы это не мешало установке крышки по торцу корпуса. В нашем случае будем применять крышки с манжетным уплотнением а также одну глухую крышку. Все крышки выбираем низкого исполнения.
Для крепления крышек к корпусу будем использовать болты диаметр которых определим по диаметру отверстий в крышке и корпусе. Размеры шайбы выбираем по обозначению болта.
Манжетные уплотнения применяют для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов а также для защиты их от попадания извне пыли и влаги. Используемые нами манжеты состоят из корпуса изготовленного из маслостойкой резины каркаса представляющего собой стальное кольцо и браслетной пружины. Каркас придаёт манжете жёсткость и обеспечивает её плотную посадку в корпусную деталь без дополнительного крепления. Браслетная пружина стягивает уплотняющую часть манжеты вследствие чего образуется рабочая кромка плотно охватывающая поверхность вала. 95 % - ный ресурс для манжет составляет не менее 3000 часов. Свободное пространство между манжетами а также между рабочими кромками манжеты при сборке необходимо заполнить смазочным материалом ЦИАНТИМ – 221.
Манжеты резиновые армированные по ГОСТ 8752 – 79 выбираем по посадочному диаметру на вал dБП . Основные размеры выбираем по таблице
Чтобы закрепить кольцо подшипника в корпусе без зазора между торцом центрирующей цилиндрической поверхности крышки и наружным кольцом подшипника установим компенсаторные кольца.
КОНСТРУИРОВАНИЕ РАБОЧЕГО ОРГАНА
ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА
В ленточном конвейере движущая сила передаётся на ленту силой трения между лентой и барабаном. Различают приводы однобарабанные двухбарабанные и трёхбарабанные. При небольшой производительности конвейера применяются в основном однобарабанные приводы. Для повышения силы трения между лентой и барабаном увеличивают угол обхвата барабана лентой установкой в приводе отклоняющего барабана (ролика).
1.Определение силы на приводной барабан со стороны тяговой ленты
натяжение ведущей (набегающей) ветви ленты кН;
натяжение ведомой (сбегающей) ветви ленты кН;
угол обхвата барабана лентой рад.
Усилие с барабана на ленту передаётся за счёт силы трения между лентой и барабаном. Учитывая непостоянство коэффициента трения принимают или . Здесь окружное усилие на барабане кН (см. задание); коэффициент безопасности.
Определим давление на вал от ленты конвейера
После переноса сил и на ось барабана получаем
Суммарная сила на барабан со стороны тяговой ленты
где угол между направлениями векторов сил и рад.
Суммарная сила распределяется поровну между ступицами барабана и каждая из них прикладывается к валу по середине длины ступицы барабана.
2.Выбор тяговой ленты
В конвейерах применяют резинотканевые резинотросовые и стальные ленты.
Рис. 5 1 – тканая прокладка; 2 – резиновая обкладка
Наибольшее распространение находят резинотканевые ленты имеющие резинотканевый послойный тяговый каркас (1) и наружные резиновые обкладки (2) предохраняющие каркас от механических повреждений и от воздействия влаги и агрессивных сред по ГОСТ 20–85. В зависимости от назначения ленты разделяют на следующие виды: общего назначения морозостойкие теплостойкие пищевые и негорючие.
Конвейерные ленты согласно ГОСТ 20–85 могут быть шириной от 100 до 3000 мм с числом прокладок от 1 до 8. Толщина наружных резиновых обкладок в зависимости от вида ленты и вида транспортируемого груза составляет 1–35 мм и 1–10 мм соответственно для нерабочей (нижней) и рабочей (верхней) сторон ленты. Толщина тканевых прокладок каркаса ленты принята 115–20 мм. Тканевые прокладки изготавливают из полиамидных или полиэфирных нитей или из комбинированных (полиэфирных и хлопчатобумажных) нитей. В зависимости от вида ткани каркаса изменяется номинальная прочность тканевой прокладки.
С учётом сложности точного определения действительного напряжения в слоях ленты при совместном действии растяжения и изгиба расчёт ленты ведут только на растяжение по наибольшему рабочему усилию в ленте.
Необходимое по условию прочности ленты число прокладок зависит от растягивающего ленту усилия и прочности материала прокладок. Наибольшее допустимое число прокладок ленты ограничивается диаметром барабана т.к. увеличение числа прокладок повышает жёсткость ленты и напряжение изгиба в ленте при огибании ею барабана. Нужно подобрать материал прокладок ленты который удовлетворял бы условию прочности ленты и соответствовал бы заданному диаметру приводного барабана.
С учётом этих условий получаем для горизонтальных конвейеров
где D – диаметр барабана мм;
F1 – натяжение ведущей ветви ленты Н;
В – ширина ленты мм;
SP1 – прочность ткани прокладки Нмм ширины ленты (табл. 16);
К1 – коэффициент учитывающий свойство ткани прокладок;
КН – коэффициент неравномерности работы прокладок;
КСТ – коэффициент прочности стыкового соединения концов ленты (для вулканизированного стыка КСТ = 090 – 085);
КР – коэффициент режима работы конвейера.
B=300 мм Dб = 400 мм К1=125
F1=343058 H F2=113058 H
SP1=65 КН = 095 КСТ =085 КР =12
Полученное расчётом число прокладок округляется до ближайшего целого значения.
Материал тканевых прокладок конвейерных лент
по основе SP1 Нмм ширины
С нитями основы и утка
из полиамидных волокон
ТА–400; ТК–400; МК–400120
ТА–300; ТК–300; А–10–2–3Т
К–10–2–3Т; МК–300100
из полиэфирных волокон
С нитями основы и утка из
комбинированных волокон
3.Конструирование приводных барабанов
В предварительном расчете привода определено что тихоходный вал червячного редуктора в приводе ленточного конвейера соединяется с валом барабана с помощью цепной муфты вращается со скоростью n3 = 382 обмин.. Крутящий момент на приводном валу равен Т4 = 46125Нм ширина ленты исполнительного механизма В= 300мм. Необходимо спроектировать приводной вал.
В приводах конвейеров в зависимости от типа производства применяются барабаны литые (рис.6) и сварные. Литые барабаны выполняются из серого чугуна не ниже марки СЧ 15 ГОСТ 1412–85 литьём в одноразовую песчаную форму и применяются при массовом производстве. Сварные барабаны находят применение при индивидуальном производстве их изготавливают сваркой из прокатных элементов (листов труб) из низкоуглеродистых сталей.
Рис. 6 . Литой барабан
Диаметр барабана D указывается в исходных данных задания на курсовое проектирование.
Принимаем литой барабан.
Ширина барабана b определяется в зависимости от заданной ширины ленты В по зависимости b = B + (50 – 100) = 300+100=400мм.
Диаметр отверстия в ступицах барабана d равен диаметру вала в месте посадки на него барабана значение которого принимается немного больше диаметра заплечика для подшипников желательно по ГОСТ 6636 – 69.
Длина ступицы любого элемента конструкции назначается в зависимости от посадочного диаметра вала по условию обеспечения устойчивости элемента в вертикальной плоскости.
Поскольку барабан опирается на вал двумя ступицами и они отстоят друг от друга на значительном расстоянии устойчивость барабана будет обеспечена при любой длине ступиц.
Длина обеих ступиц барабана l принимается равной длине шпонки устанавливаемой только в ступице расположенной ближе к концу вала со стороны подвода крутящего момента. Устанавливать шпонку во второй ступице барабана не имеет смысла. Из-за разной крутильной жёсткости вала и барабана невозможно точно определить нагрузку на шпонку во второй ступице. Расчёт шпоночного соединения приведен в п. 6.
Диаметр ступиц барабана dст > 1.5dб = 1560 = 90. Расстояние между дисками барабана определяется по зависимости. = 06300 = 180
Толщину обода и дисков литого барабана принимают в зависимости от приведённого габарита барабана N = 23 (D+b) = 23 (400+400) = 533.3 по графику (рис. 7). Принимаем d = 8 мм
В дисках для облегчения выбивки формовочной смеси из отливки делают как можно больше отверстий (не меньше четырёх) максимально возможного диаметра. Для повышения жёсткости барабана между отверстиями в дисках располагаются рёбра толщиной равной примерно . = 08 8 = 64 мм.
Рис. 7. Минимальная толщина стенки в зависимости
от приведённого габарита отливки из серого чугуна
Для уменьшения износа ленты при работе привода шероховатость обода приводного и отклоняющего барабанов любой конструкции должна быть не ниже .
Приводной барабан на валу устанавливается симметрично относительно опор. При этом расстояние от опоры до барабана выбирается из условия чтобы можно было поставить болт соединяющий крышки подшипникового узла с корпусом левой опоры при сборке привода.
4Расчёт вала барабана на статическую прочность
Принимается при расчёте вала и подшипников что суммарная сила натяжения набегающей и сбегающей ветвей тяговой ленты передаётся на вал через ступицы барабана поровну в виде сил векторы которых прикладываются по середине длины ступиц барабана. Крутящий момент на вал передаётся с вала редуктора через муфту и прикладывается в среднем сечении длины конца вала. В этом же сечении прикладывается сила обусловленная возможным смещением валов барабана и редуктора при монтаже. Плоскость действия этой силы определяется плоскостью смещения валов положение которой можно определить только при монтаже. Поэтому при расчёте вала и подшипников принимается наиболее опасное для элементов конструкции положение плоскости действия вектора этой силы совпадающее с плоскостью действия сил .
При расчёте вала на статическую прочность направление сил и принимается таким чтобы изгибающие вал моменты от этих сил совпадали по своему воздействию на вал (рис.3).
Fr = FΣ2 = 2543282=127164 H
Рис. 8. Расчётная схема вала
Анализ расчётной схемы вала показывает что опасными по прочности будут его сечения I и II.
Изгибающие моменты в этих сечениях:
от сил М1 = Fr b; от силы М 2 = FМ a; М 3 = .
Суммарные изгибающие моменты: в сечении I ;
М1 = Fr b = 1271.64 0133 = 169.13 Нм
М 2 = FМ a = 2684.59 0096 = 257.72 Нм
М 3 = 2684.59 (0096*(0133+0315)2*0133+0315) = 198.73 Нм
Эквивалентные изгибающие моменты в этих сечениях по 3-й теории прочности ; .
Суммарные изгибающие моменты:
в сечении I ; М = 257.72 Н
в сечении II . = 169.13+198.73 = 367.86 Н
Расчётный диаметр вала в этих сечениях мм:
Кроме отмеченных сечений вала следует проверить прочность вала в сечении III в котором он имеет наименьшее значение диаметра (рис.4).
В этом сечении суммарный изгибающий момент .
МE2 = 2684.59 0048 = 128.86 Нм
Эквивалентный изгибающий момент и расчётный диаметр вала в этом сечении
эквивалентные изгибающие моменты в Н·м;
допускаемые напряжения для материала вала МПа (табл. 17).
Принятые при эскизном проектировании диаметры вала больше полученных расчетом следовательно. прочность вала обеспечена.
5Расчёт подшипников вала барабана по динамической грузоподъёмности
Для подшипников вала барабана наиболее неблагоприятным будет одностороннее направление векторов сил и (рис. 5). При таком сочетании направлений векторов сил одна из опор вала нагружается наибольшим усилием.
Рис. 10. Схема нагружения вала при расчёте подшипников
Для определения радиальных реакций опор вала составляем условия равновесия. Сумма моментов сил относительно опоры А ;
Сумма моментов сил относительно опоры В ;
Расчёты показывают что радиальная нагрузка на опору А больше нагрузки на опору В. Осевые нагрузки на узел барабана отсутствуют. Поэтому расчёт подшипников вала барабана проводим по нагрузке на опору А.
Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка на опору А
где X – коэффициент радиальной динамической нагрузки на подшипник. При отсутствии осевой нагрузки X=1;
V – коэффициент вращения кольца. При подвижном относительно нагрузки внутреннем кольце подшипника (что имеет место в нашем случае) V=1;
коэффициент безопасности. При нагрузках характерных для работы приводов ленточных конвейеров = 12;
температурный коэффициент. При температуре узла до 100° .
С учётом принятых значений коэффициентов получаем
Ресурс принятых при предварительном проектировании подшипников часов
Здесь динамическая радиальная грузоподъёмность принятых подшипников Н (см. прил. II);
эквивалентная радиальная нагрузка на подшипник Н;
n частота вращения вала барабана обмин.
Если расчётный ресурс подшипника окажется меньше заданного следует принять к исполнению подшипник более тяжёлой серии.
Оценку пригодности типоразмера применяемого подшипника определяем по условию: L ≥ Lтреб = 50.80.636524=21024
Условие выполняется следовательно подшипник проработает требуемый ресурс 21024 часа с вероятностью безотказной работы 90%.
Долговечность подшипников обеспечена
6. Расчёт подшипников на статическую грузоподъёмность
Для расчёта выписываем значение базовой статической грузоподъёмности C0r – эта такая нагрузка на подшипник при действии которой суммарная остаточная пластическая деформация кольца и тела качения составит 00001×dтк (тела качения).
Для нашего подшипника C0r = 16 кН = 16000 Н.
При расчёте на статическую грузоподъёмность проверяем не будет ли радиальная Fr или осевая Fa нагрузка на подшипник превосходить статическую грузоподъёмность указанную в каталоге. Проверять будем по условию:
Fr ≤ C0r ; Fa ≤ C0a
Так как в нашем случае осевая нагрузка Fa равна нулю то проверяем только на действие радиальной нагрузки :
Условие выполняется следовательно статическая грузоподъёмность подшипника обеспечена.
Список использованной литературы
Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя: В 3 – х томах: Т1 Т2 Т3. – М.: Машиностроение . 1992 г.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая Школа 2001. – 447 с.
Иванов М.Н. Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.: Высшая школа 1975. – 551 с.
Мехаев М.Б. Предварительный расчет привода. Методические указания к курсовому проекту по деталям машин. Омск 2005. – 44 с.

Привод.spw

КП.2069889.15.Д3.9.4.17.00.00.00
Пояснительная записка
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.01.00.00
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.02.00.00
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.03.00.00
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.04.00.00
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.05.00.00
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.00.00.01
КП.2069889.15.Д3.9.4.17.00.00.02
А112МА6-У3 ГОСТ19523-74
Ремень Б-800 ГОСТ1283-80
Винт М6 х 10 ГОСТ P 50383-92
Винт М6 х 14 ГОСТ P 50383-92
Гайка 2 М6 ГОСТ 5916-70
Гайка М16 ГОСТ 5915-70
Гайка М20 ГОСТ 5915-70
Шайба 12 ГОСТ6402-70
Шайба 16 ГОСТ6402-70
Шайба 20 ГОСТ6402-70
Штифт 8 х 45 ГОСТ 3129-70

Привод.cdw

КП.2069889.15.Д3.9.4.17.00.00.00
Технические характеристики
Окружное усилие на барабане
Частота вращения вала
Общее передаточное число привода 25
Мощность электродвигателя
Частота вращения приводного вала
Технические требования
Радиальное смещение осей валов редуктора и
исполнительного механизма - не более 0
Угловое смещение осей валов редуктора и
исполнительного механизма - не более 1 00'