Расчет привода ленточного конвейера

Колесо зубчатое.cdw

Неуказанные радиусы 5 мм.
Термообработка - улучшение 179 207 НВ
Неуказанные предельные отклонения размеров Н14
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

rrsrrs-rrrsrs.docx

1. Выбор двигателя и кинематический расчет привода.
Расчет общего КПД привода:
где рем. - КПД клиноременной передачи к.п. =095;
ц.зуб.. - КПД цилиндрической передачи ц.зуб. = 096 ;
подш.. -КПД одной пары подшипников качения подш. = 099;
м. - КПД одной муфты м. = 098;
Определение потребной мощности электродвигателя:
Предварительный выбор электродвигателя:
Выбираем стандартную мощность двигателя Pэл.дв. из стандартного ряда для двигателей серии 4АМ100L6Y3 по условию что Рэл.дв. ≥ Рпот.эл.. Отсюда
Выбираем асинхронный двигатель с короткозамкнутым ротором.
Варианты электродвигателей:
Номинальная мощность Рэл.дв кВт
Частота вращения обмин
Находим передаточное число привода и для каждого варианта:
Разбиваем передаточное число между цилиндрическим редуктором и клиноременной передачей. Взяв передаточные числа редуктора из ряда стандартный значений а =2..6.
Общее передаточное число
Цилиндрического редуктора
Клиноременной передачи
Проанализировав все варианты. Мы выбираем электродвигатель 4АМ100L6Y3 с номинальной мощностью Рэл.дв=22 кВт и частотой вращения вала дв.ас.= 950 обмин.
Выбор обусловлен тем что при данном варианте наблюдается приемлемое передаточное число. В 4 варианте так же мы видим приемлемые передаточные числа. Однако двигатели с низкими частотами (синхронными 750 обмин) весьма металлоемки поэтому их нежелательно применять без особой необходимости в приводах общего назначения малой мощности.
Общее передаточное число механизма: 95;
Передаточное число прямозубого цилиндрического редуктора: 4;
Передаточное число открытой клиноременной передачи: 2375.
Определение энергосиловых и кинематических параметров передаточного механизма.
Расчет мощностей на валах:
Расчет частот вращения валов:
Расчет угловых скоростей на валах:
Расчет крутящих моментов на валах:
Расчёт открытой клиноременной передачи.
1 Выбираем сечения ремня:
Выбираем ремень сечения А .
Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива который зависит от вращающего момента двигателя и сечения ремня.
Для данных значений: .
Для повышения срока службы увеличиваем диаметр ведущего шкива и примем значение из ряда стандартных чисел:
Определим диаметр ведомого шкива :
где: u — передаточное число ременной передачи ;
— коэффициент скольжения ;
примем значение из ряда стандартных чисел: .
Определяем фактическое передаточное число и проверим его отклонение от заданного u:
Данное отклонение допустимо.
2 Определим ориентировочное межосевое расстояние а мм:
где: h- высота сечения ремня h=87 мм.
Определим расчетную длину ремня l мм:
Принимаем длину ремня равной = 950 мм из ряда стандартных длин клиноременных ремней.
3 Уточним значение межосевого расстояния по стандартной длине:
Определим угол обхвата ремнем ведущего шкива град:
Определим скорость ремня v мс:
где: - частота вращения ведущего шкива обмин;
- допускаемая скорость .
Определим частоту пробегов ремня U :
где: – допускаемая частота пробегов ремня .
Определим допускаемую мощность передаваемую одним клиновым ремнем кВт:
где: – допускаемая приведенная мощность передаваемая одним клиновым ремнём .
– коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы ;
– коэффициент угла обхвата на меньшем шкиве ;
- коэффициент влияния расчётной длины ремня к базовой ;
– коэффициент числа ремней в комплекте .
Определим количество клиновых ремней z:
Примем количество ремней
Определим окружную силу передаваемую комплектом клиновых ремней
Определим силу предварительного натяжения Fo Н:
Определим силы натяжения ведущей и ведомой ветвей Н:
Определим силу давления ремней на вал Н:
Проверим прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви Нмм2:
- напряжение растяжения Нмм2;
- напряжение изгиба Нмм2;
– напряжение от центробежных сил Нмм2;
где: S- площадь поперечного сечения ремня А=81 мм2 ;
где: – модуль продольной упругости при изгибе ;
h- высота сечения ремня h=87 мм.
где: р- плотность материала ремня р = 1250 кгмм2 ;
Условие проверки выполняется. Максимальное напряжение меньше допустимого.
Таблица 2. Параметры клиноременной передачи:
Частота пробегов ремня U
Диаметр ведущего шкива d1
Диаметр ведомого шкива d2
Межосевое расстояниеа
Максимальное напряжение
Предварительное натяжение ремня
Угол обхвата малого шкива
Сила давления ремней на вал
Определим ширину шкива клиноремённой передачи:
где: р– расстояние между осями канавок р=15 мм;
f– расстояние между осью крайней канавки и торцом шкива f=10 мм.
Наружный диаметр шкива: de=dp+2t
de=247.5*3.3=254.1 мм
Конструкция шкивов клиноременной передачи:
Толщина обода для чугунных шкивов клиноременной передачи (мм):
d=12 ×(t + h) =12×(33+87)=144 (мм);
Толщина диска (мм): C= 12×d= 12×144= 1728 (мм);
Диаметр внутренний:
Диаметр наружный для шкивов:
d= 16 × d1== 16×30= 48(мм);
Длина ступицы: (12..15)× d1== 15×30= 45 (мм)
Расчет зубчатой передачи цилиндрического редуктора.
1 Выбор материала зубчатого колеса и шестерни:
Рекомендуемый способ термообработки для шестерни и колеса: улучшение Твердость по Бриннелю: 179..207 НВ;
Средняя твердость по Бриннелю: 193 НВ.
Допускаемые контактные напряжения:
где: – коэффициент безопасности по контактным напряжениям
предел контактной выносливости .
Коэффициент долговечности определяется по формуле:
где - базовое число циклов нагружения ;
– эквивалентное число циклов нагружения
При постоянном режиме нагрузки определяют по формуле:
Где: - расчетный срок службы = 36000 ч;
n – частота вращения выходного вала n = 100 обмин;
с – число зацеплений зубьев за один оборот c = 1
Допускаемые изгибные напряжения:
Расчет геометрических размеров цилиндрической зубчатой передачи.
1 Определение межосевого расстояния передачи:
где: k-коэффициент зависящий от угла наклона зубьев
k= 410 для косозубой передачи
u- передаточное число редуктора u= 4;
- коэффициент нагрузки
- крутящий момент на ведомой ступени вала = 187846 Н×м
= коэффициент ширины зубчатого венца выбираемый из ряда стандартных в соотвествии с ГОСТ 2185-66;
Выбираем из ряда стандартных значений ;
2 Определение ширины колеса и шестерни:
- ширина колеса =44мм;
Минимальный модуль зацепления:
где Кm - коэффициент равный 28 для косозубых передач
Нормальный модуль зацепления:
Минимальный угол наклона зубьев:
Действительное значение угла:
Суммарное число зубьев для пары зубчатых колес:
где m- нормальный модуль зацепления m= 2
Число зубьев для колеса и шестерни:
z2= z-z1=137-27=110;
3 Фактическое передаточное число и отклонение от заданного:
z2- число зубьев для шестерни z2= 110
4 Параметры зубчатых колес:
a)делительные диаметры окружности:
б)окружности вершин зубьев :
в)окружности впадин зубьев :
Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи.
1 Окружная скорость зубчатого венца тихоходного колеса:
где: - частота вращения на выходном валу обмин.
Проверочный расчет на контактную выносливость:
где – коэффициент плавности зацепления ;
2 Проверочный расчет на выносливость при изгибе:
где: окружная сила в зацеплении;
KF- коэффициент нагрузки;
-коэффициент формы зуба;
Коэффициент нагрузки:
KF=KFα×KF×KFv=12×1×104=1248;
где KFα-коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями
KF коэффициент концентрации нагрузки; KF=1;
KFv-коэффициент динамической нагрузки KFv=104.
Коэффициент формы зуба:
где: учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения;
коэффициент учитывающий наклон зуба;
коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;
Таблица 1. Параметры зубчатых колес редуктора:
Межосевое расстояние
Диаметр делит.окруж.
Конструирование цилиндрического колеса
)Способ получения заготовки: ковка.
Размер фасок: 1 мм .
диаметр внутренний: ;
Размер фасок: наружная 1 мм .
Радиусы закруглений R6 ;
) Отверстия в диске колеса:
Диаметр центров отверстий:
Диаметр отверстий колеса:
Предварительный расчёт валов редуктора предварительный выбор подшипников и муфты.
1 Выбор материала валов:
Выбираем сталь Ст45;
Средняя твёрдость 193 НВ.
Определение диаметров d и длины ступеней тихоходного вала и предварительный выбор подшипника:
а) 1-я ступень под полумуфту:
где: допускаемое условное напряжение 25 35 МПа
Примем по ряду стандартных значение = 32 мм.
б) 2-я ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:
в) 3-я ступень под колесо:
Длину определим графически на эскизной компоновке .
г) 4-я ступень под подшипник:
где: В- ширина подшипника предварительно выбрав подшипник роликовый конический однорядный №7207 легкой серии В=185 мм.
Определение диаметров d и длины ступеней быстроходного вала и предварительный выбор подшипника:
а) 1-я ступень под шкив:
где: допускаемое условное напряжение 10 15 МПа
Примем по ряду стандартных значение = 40 мм.
в) 3-я ступень под шестерню :
Примем по ряду стандартных значение = 20 мм.
подшипник роликовый конический однорядный №7206 легкой серии В=175 мм
Рабочий момент муфты:
где Kр — коэффициент режима нагрузки Кр=12 1.5;
Tp = Кp× Т3 = 125×187846= 2348 Н×м;
Исходя из рабочего момента муфты выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП 250-38 ГОСТ 21424—75.
С длиной полумуфты мм так как длина ступени тихоходного вала под полумуфту меньше этого значения то увеличиваем длину ступени
Диаметр муфты D1 мм:
D0 = D - (15 = 140-(1528) = 98.
Проверочный расчет упругих элементов.
- допускаемое напряжение МПа: 18 2.
Условия прочности упругих элементов выполняется
Проверочный расчет пальца на изгиб:
- допускаемое напряжение МПа.
- предел текучести материала пальцев
Условия прочности пальца на изгиб выполняется.
Таблица 3. Параметры ступеней вала:
Расчётная схема валов редуктора. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
а) Составим расчётную схему вала:
По эскизу графически определим длину участков:
б) Cилы в зацеплении:
консольная (муфты): .
в) Найдем реакции опор:
Проверяем реакции опор по оси У:
Проверяем реакции опор по оси Х:
Определяем суммарные реакции опор для тихоходного вала:
Проверочный расчёт подшипников.
Пара шариковых однорядных подшипников особо легкой серии №109;
Номинальная частота вращения: — 10 000 обмин;
Номинальная динамическая грузоподъемность: 352 кН.
а) Определим расчётную динамическую грузоподъемность:
где: - эквивалентная динамическая нагрузка Н.
m — показатель степени m = 3 для шариковых подшипников;
— коэффициент надежности. При безотказной работе = 1;
— коэффициент учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации; при обычных условиях работы подшипника;
=06 —для шариковых подшипников;
n — частота вращения внутреннего кольца подшипника тихоходного вала n=обмин;
- требуемая долговечность подшипника
где: V- коэффициент вращения V=1—при вращающемся внутреннем кольце подшипника;
- радиальная нагрузка подшипника ;
- температурный коэффициент =1— для рабочей температуры подшипника до 100°С ;
- температурный коэффициент =15— для спокойной нагрузки .
б) Найдем реакции опор:
Определим расчётную динамическую грузоподъемность:
так как срок службы 36000 то устанавливаем сдвоенный подшипник 7507.
д) Определяем изгибающие моменты. Ось Y:
г) Определяем суммарный изгибающий момент для тихоходного вала:
Проверочный расчёт шпонок.
Призматические шпонки применяемые в проектируемом редукторе проверяем на смятие.
Условие прочности: ;
где: — окружная сила на шестерне или колесе Н
— площадь смятия мм2
допускаемое напряжение на смятие Нмм2. При стальной ступице и спокойной нагрузке =110 190 Нмм2.
где:—рабочая длина шпонки мм
-полная длина шпонки
h b—стандартные размеры мм2
Шпонка под муфту на тихоходном валу:
Шпонка 12x8 х46 ГОСТ 23360-78
Шпонка под колесо на тихоходном валу:
Шпонка 10x8 х50 ГОСТ 23360-78
Шпонка под открытую передачу на быстроходном валу:
Шпонка 8х7х32 ГОСТ 23360-78
Проверочный расчёт валов.
1 Проверочный расчёт тихоходного вала:
В проверочном расчёте учитываются два опасных сечения. В точках В и С расчётной схемы вала.
Опасное сечение в точке В (3 сечение) (под подшипник):
а)Определим нормальное напряжение:
где:—суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении Н м
— осевой момент сопротивления сечения вала мм3.
б)Определим касательное напряжение:
где:– крутящий момент в рассматриваемом сечении Н м
—круглое сплошное сечения вала мм3.
в)Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений:
где:- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений =155
-коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения
- коэффициент влияния шероховатости
где:- эффективный коэффициент концентрации касательного напряжения =14 .
г) Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала Нмм2:
где:-пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба =260 Нмм2.
где:- пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле и кручения: =058.
д) Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
е) Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
Условие запаса прочности в опасном сечении В выполняется.
Опасное сечение в точке С (2 сечение) (под колесо):
в) Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений:
Условие запаса прочности в опасном сечении C выполняется.
Тихоходный вал пригоден для эксплуатации.

Вал тихоходный.cdw

Общие допуски ГОСТ 30893
Неуказанные радиусы скруглении 1мм
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

Редуктор цилиндрический.cdw

Технические требования:
- редуктор залить маслом: индустриальное И-Г-А-32 ГОСТ 20799-75
- не рекомендуется эксплуатироватьредуктор при температуре
- допускается эксплуатировать редуктор с отклонением от горизон-
таль ного положения на угол до 5
Технические характеристики редуктора:
- передаточное число U=4
- частота вращения быстроходного вала n1=400 обмин
- крутящий момент на тихоходном валу Т2=187.846 Нм
Редуктор цилиндрический

Общий вид привода.cdw

под фундаментальные болты
Технические требования:
Сборку производить на смазке ЛИТОЛ-24 ГОСТ 21500-75.
Несоосность валов электродвигателя и редуктора
компенсировать прокладками.
* Размеры для справок.
Допустимое радиальное смещение валов
Допустимое осевое смещение валов
Допустимый перекос валов 0
Техническая характеристика:
Мощность электродвигателя
Частота вращения вала электродвигателя
Модель электродвигателя 4АМ100L6У3
Передаточное число редуктора 4