Привод цепного конвейера с цилиндрическим редуктором

181.Privod cepnogo konveyyera.4ertej 1.cdw

двигателя и редуктора 1
редуктора и конвейера 1
Тип: жестко-компенсирующая цепная
упругая втулочно-пальцевая
Привод цепного конвейера
ПЦК-0.25.00.00.000 ВО
Белорусско-Российский
Техническая характеристика
Электродвигатель: 4А132SВУЗ
Передаточное отношение: 16
Технические требования
Радиальное смещение валов не более
двигателя и редуктора 0
редуктора и конвейера 1мм
Перекос валов не более

181.Privod cepnogo konveyyera.4ertej 5.2.cdw

Твердость поверхности вала 200 230 HB
Неуказанные радиусы галтелей 1 2 мм
Остальные технические требования по СТБ 1014-95
Сталь 45 ГОСТ 4543-71
Белорусско-Российский

181.Privod cepnogo konveyyera.4ertej 5.1.cdw

Угол наклона лин. зуб
Нормальный исходный контур
Радиусы неуказанных скруглений 2-3 мм
Остальные технические требования по СТБ 1014-85
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
Белорусско-Российский

181.Privod cepnogo konveyyera.Spetsifikatsiya 2.3.cdw

Манжеты ГОСТ 8752-79
Подшипники ГОСТ 831-75
Шпонки ГОСТ 23360-78
Штифт 10x26 ГОСТ 9464-79

181.Privod cepnogo konveyyera.Spetsifikatsiya 4.cdw

181.Privod cepnogo konveyyera.Spetsifikatsiya 1.cdw

Электродвигатель 4А132SВУЗ
Болт 6.3 М16х200 ГОСТ 24379.1-2012
Вновь разрабатываемые изделия

181.Privod cepnogo konveyyera.4ertej 4.cdw

После сварки раму отжечь и рихтовать
Отверстия в платиках делать после рихтовки
Остальные технические требования по СТБ 1024-96
ПЦК-0.25.03.00.000 СБ
Белорусско-Российский

181.Privod cepnogo konveyyera.4ertej 2.cdw

Техническая характеристика:
Частота вращения ведущего вала
Передаточное отношение редуктора 16
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
ПЦК-0.25.01.00.001 СБ

181.Privod cepnogo konveyyera.4ertej 5.3.cdw

Угол наклона лин. зуб
Нормальный исходный контур
Радиусы неуказанных скруглений 2-3 мм
Остальные технические требования по СТБ 1014-85
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
Белорусско-Российский

181.Privod cepnogo konveyyera.Soderzhaniye i vvedeniye.docx

Энерго-кинематический расчёт привода ..5
1Подбор электродвигателя 5
2Определение частот вращения и крутящих моментов на валах . 7
Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений .10
Проектный расчёт передач редуктора ..16
1 Проектный расчёт тихоходной передачи 16
2 Проектный расчёт быстроходной передачи 19
3 Проектный расчёт промежуточной передачи . 21
Проверочный расчёт передач редуктора ..25
1 Проверочный расчёт тихоходной передачи 25
2 Проверочный расчёт быстроходной передачи 27
3 Проверочный расчёт промежуточной передачи . 29
Пространственная схема редуктора с усилиями в зацеплениях ..33
Проектный расчёт валов привода ..34
1 Проектный расчёт быстроходного вала ..34
2 Проектный расчёт первого промежуточного вала . 34
3 Проектный расчёт второго промежуточного вала . 35
4 Проектный расчёт тихоходного вала ..35
5 Проектный расчёт приводного вала 35
Обоснование и расчет основных размеров корпуса редуктора ..37
Проверочный расчёт тихоходного вала редуктора . .39
Выбор и расчёт шпоночных соединений привода .. .46
Выбор и расчет подшипников привода 50
Выбор соединительных муфт 53
Обоснование и выбор смазочных материалов 54
Техника безопасности и экологичность проекта 55
Конструктивная проработка узла соединения валов электродвигателя и редуктора . 56
Список литературы ..58
Конвейеры перемещают сыпучие и кусковые материалы или штучные однородные грузы непрерывным потоком на небольшие расстояния. Их широко применяют для механизации погрузочно-разгрузочных операций для транспортировки изделий в технологических поточных линиях и т. д.
Конвейеры состоят из следующих основных частей: приводная станция от которой тяговый орган получает движение; тяговый орган с элементами для размещения груза (ковши скребки люльки и т. п.) или без них; рама или ферма транспортера; поддерживающее устройство (катки ролики шины и т. п.); натяжная станция которая задает и поддерживает необходимое натяжение тягового органа.
Приводная станция включает двигатель передачу (редуктор) соединительные муфты ведущий барабан или звездочки с валом и опорами.
Редуктором называется механизм состоящий из зубчатых или червячных передач выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редуктор состоит из корпуса в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса валы подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.
Объектом курсового проекта является привод цепного конвейера с цилиндрическим редуктором. Привод также включает в себя: электродвигатель муфту жестко-компенсирующую зубчатую и приводной вал со звездочкой.

181.Privod cepnogo konveyyera.Spetsifikatsiya 2.1.cdw

Бел.-Росс. университет
Шестерня смазывающая
ПЦК-0.25.01.00.000 СБ
Крышка подшипника с
переходником под двигатель

181.Privod cepnogo konveyyera.4ertej 3.cdw

Технические характеристики:
Тяговое усилие цепи - 9 кН
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
Детали поз. 6 не показаны

181.Privod cepnogo konveyyera.Spetsifikatsiya 2.2.cdw

181.Privod cepnogo konveyyera.4ertej 5.4.cdw

Формовочные уклоны-3
литейные радиусы- 3-5 мм
Остальные технические требования по СТБ 1014-95
Белорусско-Российский

181.Privod cepnogo konveyyera.Spetsifikatsiya 3.cdw

Бел.-Росс. университет
Гайка M6-6H ГОСТ 5917-70
Манжета 1.1-60х85-1 ГОСТ 8752-79
ПЦК-0.25.02.00.000 СБ
Болт М6-6gx20 ГОСТ 12370-75
Шайбы 16Н ГОСТ 23555-76
Манжета 1.1-55х80-1 ГОСТ 8752-79
Подшипник 1511 ГОСТ 28428-90
Кольцо A55.50 ХГА ГОСТ 13940-86

181.Privod cepnogo konveyyera.Zapiska.docx

1 Энерго-кинематический расчёт привода
Цель энерго-кинематического 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 упругая 3 - редуктор 4- муфта жестко-компенсирующая 5 – вал приводной со звездочкой.
Рисунок 1 – схема привода.
Тяговое усилие цепи Ft=90 кН
Скорость цепи V=025 мс
Число зубьев звездочки Z=10
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 - Тяговое усилие цепи кН;
V - скорость цепи мс.
Требуемую мощность электродвигателя определим по формуле :
Общий КПД определяется как произведение КПД элементов привода т.е. по формуле:
общ= п.п5 цеп м м ц.п ц.п ц.п
где м. - КПД муфты соединительной м= 0995;
ц.п - КПД цилиндрической прямозубой передачи ц.п = 095;
п.п.- КПД одной пары подшипников п.п.= 099.
цеп.- КПД цепной передачи; кр.=0.92
Значения КПД взяты из таблицы 1.1 [1].
=099509209950995095095095=0743;
Тогда требуемая мощность электродвигателя:
Определим диаметр звездочки:
Определим угловую скорость приводного вала:
Определим частоту вращения приводного вала:
Предварительно определяем передаточное отношение привода. Оно вычисляется как произведение передаточных отношений передач входящих в привод и последовательно расположенных по кинематической схеме. Ориентировочные диапазоны передаточных отношений некоторых типов механических передач приведены в табл. 1.2.
Принимаем значения передаточных отношений всех передач за 2. Предварительное передаточное отношение привода:
Определяем желаемую частоту вращения электродвигателя:
nДВ=1471 16=235.36 мин-1.
Исходя из вычисленных значений PЭТР и nЭ выбираем асинхронный электродвигатель 4А132SВУЗ с частотой вращения nДВ=720 мин-1 и мощностью Рэд=4 кВт.
Корректируем общее передаточное отношение привода:
Рассчитываем передаточное отношение редуктора назначив передаточное отношение цепной передачи:
Тогда для промежуточной передачи:
Для быстроходной принимаем
Рассчитываем передаточное отношение тихоходной передачи:
2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах
Определяем мощности передаваемые валами:
Р2= 30290990995=2984 кВт;
Р3= 2984095099=2807 кВт;
P4=2807 095099=264 кВт;
P5=264 095099=2483 кВт;
P6=24830990995=2445 кВт;
Определяем частоты вращения валов привода:
n3= 720 215=3349 мин-1;
n4=33492536=132 мин-1;
Определяем угловые скорости валов привода:
Определяем крутящие моменты на валах привода по формуле:
Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений
Для изготовления колеса и шестерни выбираем материал Сталь 40
Назначаем термообработку по таблице 8.7:
для колеса – улучшение до H = (192 208)HB
для шестерни – улучшение до H = (212 228)HB
Определяем допускаемые контактные напряжения [H] МПа по формуле:
S H- коэффициент безопасности;
Z N- коэффициент долговечности.
Предел контактной выносливости H lim МПа при улучшении рассчитывается по формуле из таблицы 8.8:
где HB - средняя твёрдость материала по шкале Бринелля МПа.
где HBmin и HBmax- минимальное и максимальное значение твёрдости для
выбранных материалов МПа.
Тогда предел контактной выносливости для колеса:
H lim 2=2200+70=470 МПа
Тогда предел контактной выносливости для шестерни:
H lim 1=2270+70=510 МПа
Коэффициент безопасности выбирается по таблице 8.8 в зависимости от термообработки.
При улучшении для колеса и шестерни выбираем SH= 11.
Коэффициент долговечности Z N рассчитывается по формуле (8.59):
где NHG- циклическая долговечность;
NHЕ- эквивалентное число циклов.
Циклическая долговечность NHG рассчитывается по формуле:
NHG2=30 20024=776106
NHG1=30 22024=999106
Эквивалентное число циклов NHЕ рассчитывается по формуле:
где Н- коэффициент режима работы ( по таблице 8.9 для постоянного режима работы Н= 1);
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:
t = L25024 = 5 250 10 =12500 ч
где L – срок службы годы;
0 – рабочих дней в году;
– рабочих часов в сутки.
Тогда для тихоходной передачи:
NHЕ 2=16014412500=33107
NHЕ 1=160113212500=99107
Коэффициент долговечности
Тогда допускаемые напряжения:
где -меньшее из двух : и .
Окончательно за допускаемые принимаем наименьшие допускаемые напряжения [ H] =427 МПа.
Для быстроходной передачи:
NHЕ 2=16013349 12500=25108
NHЕ 1=160172012500=54108
Для промежуточной передачи:
NHЕ 2=1601132 12500=99107
NHЕ 1=16013349 12500=25108
Допускаемые напряжения изгиба:
Предел изгибной выносливости для колеса:
Предел изгибной выносливости для шестерни:
Коэффициент долговечности YF рассчитывается по формуле:
где NFG-циклическая долговечность (NFG= 4·106 для всех сталей).
NFE- эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба.
Для колеса и шестерни выбираем SF= 175.
Эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба NFE рассчитывается по формуле:
где F- коэффициент режима работы (по таблице 8.9 для постоянного режима работы F1= F2= 1);
Тогда для колеса тихоходной передачи:
для шестерни тихоходной передачи:
Коэффициент долговечности:
Так как 1 то принимаем =1;
Коэффициент одностороннего приложения нагрузки: =1
Тогда допускаемые напряжения изгиба:
Для быстроходной и промежуточной передачи принимаем такие же допускаемые напряжения изгиба.
Проектный расчёт передач редуктора
1 Проектный расчёт тихоходной передачи
Проектный расчёт цилиндрической прямозубой передачи ведем относительно делительного диаметра шестерни d1 м по формуле:
где EПР– приведенный модуль упругости материала шестерни (для сталей
T5- 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
где nСТ- степень точности изготовления колёс по нормам плавности. Назначаем nСТ= 9. Тогда:
Коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра bd рассчитывается по формуле:
где ba- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния выбирается по таблице 8.4. При несимметричном расположении колёс относительно опор при твердости зубьев H 350 HB ba= 02 04.
bd=05·02·(2.15+1)=0315
Коэффициент концентрации нагрузки (выбирается по графикам (рисунок 8.15) в зависимости от твердости шестерни HB вида редуктора и коэффициента bd ). В нашем случае KH = 11.
Определим ширину шестерни b Wк мм по формуле (8.16) :
bWш=150·0315=4725 мм
Принимаем bWш=48 мм.
Определим ширину колеса b Wк мм по формуле (8.16):
bWк=48-(3 5) =45 43 мм
Принимаем bWк=45 мм.
Определим модуль передачи m мм по формуле:
где m– коэффициент модуля (определяется по таблице 8.5 в зависимости от твердости(при H 350 HB m=30 20). Принимаем m= 24 тогда
По ГОСТ 9563-80 выбираем стандартный модуль m = 2.
Определяем числа зубьев шестерни z1 и колеса z2 делительный диаметр колеса d2 и межосевое расстояние передачи aW по формулам:
Число зубьев шестерни:
Рассчитываем число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
Межосевое расстояние:
Делительные диаметры:
Диаметры вершин зубьев:
Диаметры впадин зубьев:
2 Проектный расчёт быстроходной передачи
Принимаем bWш=32 мм.
bWк=32-(3 5) =29 27 мм
Принимаем bWк=28 мм.
где m– коэффициент модуля (определяется по таблице 8.5 в зависимости от твердости(при H 350 HB m=30 20). Принимаем m= 20 тогда
По ГОСТ 9563-80 выбираем стандартный модуль m = 15.
Принимаем тогда корректируем диаметр колеса
df2=78-2515=7425 мм.
3 Проектный расчёт промежуточной передачи
bd=05·02·(2536+1)=03536
bWш=108·03536=38189 мм
Принимаем bWш=38 мм.
bWк=38-(3 5) =35 33 мм
Принимаем bWк=34 мм.
Проверочный расчет передач редуктора
1 Проверочный расчёт тихоходной передачи
По контактным напряжениям
Коэффициент динамической нагрузки:
Коэффициент расчётной нагрузки:
Контактные напряжения:
Определяем недогрузку(перегрузку):
Недогрузка составляет
Условие не выполняется.
Корректируем ширину шестерни:
Условие выполняется принимаем ширину шестерни
По напряжениям изгиба
Коэффициент формы зуба для шестерни и колеса:
Определяем отношение:
Дальше при расчетах берём коэффициент формы зуба тот где отношение получилось меньшим;
Коэффициент неравномерности нагрузки:
Коэффициент концентрации нагрузки:
2 Проверочный расчёт быстроходной передачи
Условие выполняется.
3 Проверочный расчёт промежуточной передачи
Пространственная схема редуктора с усилиями в зацеплениях
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 ().
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 первого промежуточного вала
3 Проектный расчёт второго промежуточного вала
4 Проектный расчёт тихоходного вала
5 Проектный расчёт приводного вала
Обоснование и расчет основных размеров корпуса редуктора
Для удобства монтажа деталей корпус обычно выполняют разъёмным. Плоскость разъёма проходит через оси валов и делит корпус на основание (нижнюю часть) и крышку (верхнюю часть).
Разъёмные части корпуса редуктора выполняются из материала СЧ15 ГОСТ1412-85. Для построения компоновочной схемы редуктора необходимо рассчитать следующие параметры:
Определяем толщину стенки редуктора:
Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора до боковой поверхности вращающейся части:
До боковой поверхности подшипника качения =5 мм
Расстояние в осевом направлении между вращающимися частями смонтированными на:
Радиальный зазор между зубчатым колесом одной ступени и валом другой ступени:
Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев:
до внутренней поверхности стенки редуктора:
до внутренней нижней поверхности стенки корпуса:
Расстояние от боковых поверхностей элементов вращающихся вместе с валом до неподвижных наружных частей редуктора
Ширина фланцев S соединяемых болтов диаметром :
Принимаем оптимальный параметр 35 мм.
- соединяющие крышку и корпус М12
- соединяющие редуктор и раму М16
Составляем эскизную компоновку редуктора
Проверочный расчёт тихоходного вала редуктора
Определяем силы в зацеплении.
Вал нагружен окружной Ft радиальной Fr осевой Fa силами и окружной силой Fм действующей со стороны муфты расположенной на выходном конце вала. По формулам:
где d1 – делительный диаметр шестерни;
Определяем нагрузку на выходном конце вала:
Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и вращающих моментов.
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 А:
Относительно опоры В:
Рисунок 2 – Эпюры изгибающих моментов.
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:
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 второго промежуточного вала:
Шпоночное соединение для первого промежуточного вала:
Шпоночное соединение для быстроходного вала:
Шпоночное соединение для приводного вала:
Выбор и расчет подшипников привода
По диаметрам валов выбираем подшипники качения:
- для быстроходного промежуточного и тихоходного валов шариковые радиально-упорные
- для приводного вала шариковые радиальные сферические двухрядные
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 =55 мм
n =44 мин-1. Ресурс Lh = 12500 ч. С = 43600 Н Со= 25000 Н.
Проверочный расчёт подшипников качения тихоходного вала
Условие подбора подшипника по динамической грузоподъёмности:
где Сд– действительная динамическая грузоподъёмность;
С – паспортная грузоподъёмность.
Действительная динамическая грузоподъёмность находиться по формуле:
где p – показатель степени зависящий от типа тел качения р=3;
L – ресурс подшипника млн. оборотов;
– эквивалентная динамическая нагрузка;
– коэффициент долговечности =1;
–обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации .
Эквивалентная динамическая нагрузка определяется по формуле:
где X– коэффициент радиальной силы;
Y– коэффициент осевой силы;
V– коэффициент вращения зависящий от того какое кольцо вращается относительно внешней нагрузки (при вращении внутреннего кольца V=1);
– коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки (при спокойной нагрузке =1);
– температурный коэффициент (для стали при t до ).
Отношение для левого и правого подшипников
Дальнейший расчёт ведется для подшипника с наибольшей эквивалентной динамической грузоподъёмностью.
Рассчитаем ресурс подшипника по формуле:
где n – частота вращения вала;
Lh– срок службы механизма в часах;
В нашем случае Lh=12500 ч.
Рассчитываем действительную статическую грузоподъёмность:
Сравниваем с паспортной грузоподъёмностью:
Условие выполняется.
Условие проверки и подбора подшипников по статической грузоподъёмности:
где P0 – эквивалентная статическая нагрузка;
С0 – статическая грузоподъёмность.
Эквивалентная нагрузка P0 рассчитывается по формуле:
Сравниваем с паспортной грузоподъёмностью:
Условие выполняется. Вывод: подшипник удовлетворяет исходным данным.
Выбор соединительных муфт
Для соединения выходного вала редуктора с приводным валом применяем жестко-компенсирующую (цепную) муфту. Выбираем муфту по моменту на валах (53978 Н·м на тихоходном и 53152 Н·м на приводном). Жестко-компенсирующую (цепную) муфту применяют для компенсации вредного влияния несоосности валов. Технические требования к цепным муфтам для некоторых применений стандартизированы. В России для цепных муфт общемашиностроительного применения с приводными роликовыми одно- и двухрядными цепями по ГОСТ 13568[1] предназначенных для соединения соосных валов при передаче крутящего момента от 63 до 16000 Н·м применяется ГОСТ 20742-93. Полумуфты изготовляют из стали 45 по ГОСТ 1050-74 или марки 45Л по ГОСТ 977-75 при твердости 40 45 HRC. При номинальном вращающем моменте до 1000 Н·м и частоте вращения до 10 с1 допускается применение муфт без кожухов. Цепные муфты допускают угловое смещение до 12° и радиальное смещение до 12 мм. Цепные муфты отличаются компактностью простотой и высокой нагрузочной способностью
Для соединения вала двигателя и быстроходного вала применяем МУВП
(Муфта упругая втулочно-пальцевая) 50-15-1 ГОСТ 21424-93. Выбираем муфту по моменту на валах (4017 Н·м на валу электродвигателя и 3958 Н·м на быстроходном). МУВП стандартизованы (ГОСТ 21424-93) для валов диаметром d = (10 160) мм и крутящих моментов Mр = (63-16000 ·м).
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.
Для смазки подшипников на приводном вале применяем наиболее распространённую для подшипников смазку: Литол-24 ГОСТ 21150-87.
Подшипники редуктора будут смазываться 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.
Конструктивная проработка узла соединения валов электродвигателя и редуктора
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.
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.

181.Privod cepnogo 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 ЦЕПНОГО КОНВЕЙЕРА»
Пояснительная записка
ПЦК-0.25.00.00.000 ПЗ
студент группы ПДМр-181 Потапчик Е.В.
Руководитель проекта:
докт. техн. наук профессор Даньков А.М.