Проект привода цепного транспортера

1.cdw

2.cdw

Техническая характеристика:
Вращающий момент на тихоодном валу
Частота вращения тихоходного вала
Передаточное отношение
Степень точности передач
Радиальная консольная сила
на тихоходном валу не более
на быстроходном валу не более
Технические требования:
Плоскость разъема покрыть тонким слоем герметика
УТ-34 ГОСТ 24285-80 при окончательной сборке.
В редуктор залить масло И-Г-А-46 ГОСТ 2799-88
МГТУ им. Н.Э. Баумана
кафедра "Детали машин

3.cdw

Технические требования:
В полости корпусов подшипников заложить пластичную
смазку "Литол-24" по ГОСТ 21150-87
под штифт конический
P = 100 мм ГОСТ 592-81
МГТУ им. Н.Э. Баумана
кафедра "Детали машин

5.cdw

Техническая харакеристика:
Скорость движения ленты
Передаточное отношение привода
Номинальная мощность электродвигателя
Номинальная частота вращения электродвигателя
Технические требования
Допустимые смещения приводного вала и вала редуктора:
Допустимые смещения вала электродвигателя и вала редуктора:
Радиальная консольная сила
на тихоходном валу редуктора не более
P = 100 мм ГОСТ 592-81
МГТУ им. Н.Э. Баумана
кафедра "Детали машин
Схема расположения опорных поверхностей привода

WRKFIL.pdf

МЕХАНИЗМЫ ПЕРЕДАТОЧНЫЕ
Зубчатые цилиндрические одноступенчатые
внешнего зацепления шевронные без канавки
Вращающий момент на тихоходном валу Н.м
Частота вращения тихоходного вала обмин .
Передаточное отношение редуктора
Коэффициент ширины венца
Коэффициент запаса по изгибной прочности . .
Твердость поверхности зубьев Шестерни HRCэ
Миним.допустимое число зубьев Шестерни . . .
Угол наклона зубьев град . . . . . . . . .
ПАРАМЕТРЫ ДЛЯ ВЫБОРА ВАРИАНТА
В Твердости Коэф. Меж- Диаметры впадин
Шестерня Колесо механизм колеса
Характеристика механизма
Передаточное отношение механизма . . . . . . . . . . . . .
Вращающий момент на Быстроходном валу Н.м . . . . . . . .
Частота вращения Быстроходного вала обмин . . . . . . . .
Тихоходного вала обмин
Коэффициент ширины венца . . . . . . . . . . . . . . . . .
Межосевое расстояние мм . . . . . . . . . . . . . . . . . 160.000
Угол зацепления град
Угол наклона зубьев град . . . . . . . . . . . . . . . . .
Модуль зацепления (нормальный) мм
Силы в зацеплении Н:
Окружная (суммарная для шеврона)
Радиальная (суммарная для шеврона) . . . . . . . . . . .
Контактные напряжения МПа:
при номинальной нагрузке:
при максимальной нагрузке:
Параметры зубчатого Колеса
Коэффициент смещения исходного контура
Ширина зубчатого венца (суммарная двух
полушевронов без канавки) мм
Твердость поверхности зубьев HRCэ . .
Напряжения изгиба МПа:
Цепные одноступенчатые
Вращающий момент на ведущей звездочке Н.м . .
Частота вращения ведущей звездочки обмин . .
Передаточное отношение механизма
Межосевое расстояние мм
Угол наклона передачи град
Коэффициент динамичности нагрузки . . . . . .
Шаг Число Диаметр ШиринаМасса СилаРесурс
В цепи рядов выступов зубча- цепи дейст- переа
В варианте 1 межосевое расстояние определено
по условию размещения звездочек
Межосевое расстояние
Ширина зуба звездочки мм
Расстояние между рядами цепи мм . . . . . . . . . .
Диаметр ролика цепи мм
Хорда наибольшая мм . . . . . . . . . . .

Вал тихоходный.cdw

*размер обеспеч. инстр.
Общие допуски по ГОСТ 30893.2-mk
МГТУ им. Н.Э. Баумана
кафедра "Детали машин

Звездочка.cdw

Техническая характеристика:
Момент срабатывания предохранительного элемента
МГТУ им. Н.Э. Баумана
кафедра "Детали машин

Колесо зубчатое.cdw

Радиусы скруглений 8 мм max.
Штамповочные уклоны 10
Общие допуски по ГОСТ 30893.2-mk
Направление линии зуба
Коэффициент смещения
МГТУ им. Н.Э. Баумана
кафедра "Детали машин

Расчет приводного вала.pdf

Расчет приводного вала
- окружная сила на двух звездочках
- число зубьев звездочек
Радиальная нагрузка от тяговой цепи:
FR := 1.5 Ft = 1.5 11200 = 16800
Консольная сила от звездочки:
FM := 250 T = 250 1637.33 = 10115.985
Определение диаметров приводного вала:
Найдем реакции в опорах:
-FM АБ - 0.6 FR БВ - 0.4 FR БГ + RД БД = 0
( 0.6 FRБВ + 0.4 FRБГ + FM АБ)
6 FR l2 + 0.4 FR l2 + l 3 + FM l 1
6 16800 150 + 0.4 16800 ( 150 + 600) + 10116 115
-FM АД - RБ БД + 0.6 FR ВД + 0.4 FR ГД = 0
FR ( 0.6 ВД + 0.4 ГД ) - FM АД
FR 0.6 l 3 + l4 - FM l 1 + l2 + l3 + l 4
800 ( 0.6 600 + 150) - 10116 ( 115 + 150 + 600 + 150)
RБ + RД + FM - FR = -1888.583 + 8572.598 + 10115.985 - 16800 = 0
Значит реакции в опорах найдены верно.
Изгибающий момент в опасном сечении В:
FM l 1 + l2 + RБ l 2
115.985 ( 115 + 150) + -1888.583 150
Допускаемые касательные напряжения:
Предварительное значение диаметра конца приводного вала:
выбираем материал сталь 35 тогда:
Допускаемые номинальные напряжения:
Предел выносливости при изгибе с симметричным циклом:
Диаметр вала в опасном сечении
Конструктивно принимаем
1637.33 + 0.75 2397.449
Эквивалентное напряжение в опасном сечении:
10 1637.33 + 0.75 2397.449
Проверка запаса прочности по напряжениям текучести:
:= 0.98 - 0.0032 d = 0.98 - 0.003 80 = 0.724 [2. cтр 6]
K := 1.8 - эффективный коэффициент концентрации напряжений в опасном сечении
вала со ступенчатым изменением диаметров [2. cтр 6]
Проверка запаса прочности по сопротивлению усталости:
Т.к. na > 2 то уточненный расчет на сопротивление усталости производить не будем
FM АБ - 0.6 FR БВ - 0.4 FR БГ + RД БД = 0
( 0.6 FRБВ + 0.4 FRБГ - FM АБ)
6 FR l2 + 0.4 FR l2 + l 3 - FM l 1
6 16800 150 + 0.4 16800 ( 150 + 600) - 10116 115
FM АД - RБ БД + 0.6 FR ВД + 0.4 FR ГД = 0
FR ( 0.6 ВД + 0.4 ГД ) + FM АД
FR 0.6 l 3 + l4 + FM l 1 + l2 + l3 + l 4
800 ( 0.6 600 + 150) + 10116 ( 115 + 150 + 600 + 150)
RБ + RД - FM - FR = 20928.583 + 5987.402 - 10115.985 - 16800 = 0
Наиболее нагружена опора Б
Частоты валов больше 10 мин-1 значит расчет производим по динамической
грузоподъемности рассчитывая ресурс подшипников при требуемой надежности
- коэффициент эквивалентности зависит от типового режима нагружения
Эквивалентные реакции для расчета подшипников:
R := KE RБ = 0.63 20928.583 = 13185.007
Выбираем подшипник 1314 ГОСТ 28428-90
Cr := 75 кН Базовая динамическая радиальная грузоподъемность
C0r := 37.5 кН Базовая статическая радиальная грузоподъемность
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка
KБ := 1.5 - коэффициент динамической нагрузки
- температурный коэффициент
Pr := V X R KБ KT = 1 13185.007 1.5 = 19777.511
Частота вращения вала:
Расчетный скорректированный ресурс:
P 60 n = 0.6 19777.511 60 41.2 = 13236.454ч
Т.к. расчетный ресурс больше требуемого и выполнено условие PRmax05Cr то подшипник 1314 подходит

Расчет редуктора.pdf

5. Конструирование подшипниковых узлов
1. Определение реакций в опорах
Исходные данные [прил. Б]:
Fa := 2475 Н - осевая сила
TT := 586.5 Нм - момент на тихоходном валу
TБ := 101.4 Нм - момент на быстроходном валу
Геометрические параметры зацепления:
d2 := 278.5 мм - делительный диаметр колеса
мм - делительный диаметр шестерни
1.1. Быстроходный вал.
Моменты от осевых сил:
FМ := 50 TБ = 50 101.4 = 503.488 Н
50 ( 2 0.03 + 0.026)
( 0.03 + 0.026 + 0.03)
ГД - RуБ БД + M 1 - M1 = 0
RyД + RyБ - Fr = 925 + 925 - 1850 = 0
-4287 ( 2 0.03 + 0.026)
( 0.03 + 0.026 + 0.030)
-4287 ( 2 0.030 + 0.026)
RxД + RxБ + Ft = -2143.5 + -2143.5 + 4287 = 0
FМ l1 + l2 + l 3 + l4
3.488 ( 0.068 + 0.03 + 0.026 + 0.03)
RMД + RMБ - FМ = -398.107 + 901.594 - 503.488 = -0
1.2. Тихоходный вал.
БГ - M4 ВГ + M 4 = 0
-RyA + Fr + RуГ = -925 + 1850 + -925 = 0
RxA - Ft + RхГ = 2143.5 - 4287 + 2143.5 = 0
FM l 1 + l2 + l 3 + l4
76 ( 0.032 + 0.026 + 0.032 + 0.078)
-RMA - FM + RМГ = -5005.867 - 5776 + 10781.867 = 0
2. Подбор подшипников
Частоты валов больше 10 мин-1 значит расчет производим по динамической
грузоподъемности рассчитывая ресурс подшипников при требуемой надежности
- коэффициент эквивалентности зависит от типового режима нагружения
2.1. Быстроходный вал
( -2143.5 ) + 925 + -398.107 = 1936.463Н
( -2143.5) + 925 + 901.594 = 3236.165 Н
Эквивалентные реакции для расчета подшипников:
FrБ := KE FrДmax = 0.63 1936.463 = 1219.972
Больше нагружена опора Б
FrБ := KE FrБmax = 0.63 3236.165 = 2038.784
Выбираем подшипник 208 ГОСТ 8338-75
Базовая динамическая радиальная грузоподъемность
Базовая статическая радиальная грузоподъемность
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка
KБ := 1.3 - коэффициент динамической нагрузки
- температурный коэффициент
- коэффициент вращения кольца
PrB := V X FrБ KБ KT = 1 2038.784 1.3 = 2650.419
Расчетный скорректированный ресурс:
= 28158.31 ч > t = 10000 ч
Т.к. расчетный ресурс больше требуемого и выполнено условие PRmax05Cr то подшипник 208 подходит
43.5 + 925 + 5005.867 = 7340.437Н
43.5 + ( -925) + 10781.867 = 13116.437
FrA := KE FrAmax = 0.63 7340.437 = 4624.475Н
FrB := KE FrBmax = 0.63 13116.437 = 8263.355
Больше нагружена опора B
Выбираем подшипник 12211 ГОСТ 8328-75
V := 1 - коэффициент вращения кольца
PrB := V X FrB KБ KT = 1 8263.355 1.3 = 10742.362
Т.к. расчетный ресурс больше требуемого и выполнено условие PRmax05Cr то подшипник 12211
1. Расчет соединения с натягом колеса
Передаваемый момент:
Диаметр отверстия пустотелого вала
Наружный диаметр ступицы колеса
Коэффициент сцепления
Среднее контактное давление:
C1и C2 - коэффициенты жесткости
Поправка на обмятие микронеровностей:
u = 5.5 Ra.1 + Ra.2 = 5.5 ( 0.8 + 1.6 ) = 13.2 мкм
+ u = 70.192 + 13.2 = 83.392мкм
[N] max = [ ]max + u
- максимальная деформация
[p] max1 = 0.5 T.1 1
[p] max2 = 0.5 T.2 1
= 0.5 540 1 - 63 = 270
[N] max := [ ]max + u = 281.812мкм
По таблице 6.3. [1] выбираем посадку
fП := 0.2 - коэффициент сцепления при запрессовке
Расчет шпоночых соединений
2. Звездочка и тихоходный вал:
Диаметр соединения: d := 45 мм
Допустимое напряжение смятия материала шпонки (сталь 45):
k := h - t1 = 9 - 5.5 = 3.5 мм
Рабочая длина шпонки:
l := lP + b = 46.548 + 14 = 60.548 мм
Выбираем шпонку 14х9х60 ГОСТ 23360-78
4. Муфта и быстроходный вал
Диаметр соединения: d := 32
k := h - t1 = 8 - 5 = 3
l := lP + b = 13.203 + 10 = 23.203 мм
Расчет валов на прочность
Выбираем шпонку 10х8х40 ГОСТ 23360-78
Определение моментов в сечениях:
МВy := RyБ l2 + M 1 = 925 0.03 + 57.172 = 84.922 Нм
МВx := RxБ l2 = -2143.5 0.03 = -64.305 Нм
МБМ := FМ l1 = 503.488 0.068 = 34.237Нм
Расчет на статическую прочность
Максимальные суммарные изгибающий и крутящий моменты
КП := 2.2 - коэффициент перегрузки
Mmax := К П М Вy + М Вx = 2.2 84.922 + ( -64.305) = 234.349 Нм
Tmax := КП TБ = 2.2 101.4 = 223.08
Момент сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение:
Нормальные и касательные напряжения в сечении:
Пределы текучести: (материал - Сталь 40Х)
Частные коэффициенты запаса прочности:
Общий коэффициент запаса прочности:
Mmax := К П МБМ = 2.2 34.237 = 75.322 Нм
Общие коэффициенты запаса прочности сечений выше допустимых значений.
Прочность вала обеспечена
МБy := R yA l1 + M 4 = 925 0.032 + 172.322 = 201.922 Нм
МБх := R xA l 1 = 2143.5 0.032 = 68.592 Нм
МВ := FM l4 = 5776 0.03 = 173.28
Mmax := К П М Бy + М Бх = 2.2 201.922 + 68.592 = 469.159
Пределы текучести: (материал - Сталь 45)
Расчет на сопротивление усталости
Амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:
Колесо установлено на валу с натягом. Поэтому концентратор напряжений в сечении посадка с натягом посадочную поверхность шлифуют (Ra = 08) посадочная
поверхность закалена ТВЧ
Эффективные коэффициенты концентраций напряжений и коэффициенты влияния
абсолютных размеров [1 табл.10.13]:
Коэффициенты влияния качества поверхности [1 табл.10.8]:
Коэффициенты влияния поврхностного упрочнения [1 табл.10.9]:
Коэффициенты снижения предела выносливости:
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:
Коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла напряжений:
Тогда коэффициент чувствительности к ассиметрии цикла напряжений:
Коэффициенты запаса:
= 2.2 173.28 = 381.216
Нм Tmax := КП TT = 2.2 586.5 = 1.29 Нм
Подшипник установлен на валу с натягом. Поэтому концентратор напряжений в сечении посадка с натягом посадочную поверхность шлифуют (Ra = 125) посадочная
поверхность не упрочнена

Спецификация редуктора.cdw

МГТУ им. Н.Э. Баумана
кафедра "Детали машин
Пояснительная записка
Кольцо дистанционное
Шайба маслоотражающая
Шайба 6 65Г ГОСТ 6402-70
Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70
Пробка коническая 38
Штифт 2.10x32 ГОСТ 9464-79
Манжеты ГОСТ 8752-79
Шайба 7019-0633 ГОСТ 14734-69