Расчет и проектировка привода ленточного транспортера

Деталировка.dwg

Твердость зубьев 269 302
Сталь 45 ГОСТ 1050-85
IT14 3. Точность зубчатого колеса по ГОСТ 1643-81
Твердость зубьев 235 269

Пояснительная записка.DOC

Расчет требуемой мощности и выбор электродвигателя4
Кинематический расчет привода5
Расчет зубчатых колёс редуктора7
Расчет основных параметров и размеров открытой плоскоременной горизонтальной передачи18
Предварительный расчет валов редуктора20
Конструктивные размеры шестерни и колеса21
Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора23
Проектный расчет валов и расчет подшипников на динамическую грузоподъёмность25
Проверочный расчёт валов31
Расчет шпоночных соединений39
Выбор посадок для деталей привода40
Технология сборки редуктора41
Редуктором называют механизм состоящий из зубчатых или червячных передач выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.
Нам в нашей работе необходимо спроектировать редуктор для ленточного конвейера а также рассчитать ременную передачу. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса в котором помещены элементы передачи.
Входной вал посредством плоскоременной передачи соединяется с двигателем выходной - с конвейером.
РАСЧЕТ ТРЕБУЕМОЙ МОЩНОСТИ И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
Электродвигатель следует выбирать по требуемой мощности и частоте вращения его вала nэ мин-1.
Определяем общий КПД привода:
Мощность на валу рабочего органа:
Требуемая мощность электродвигателя:
Угловая скорость барабана
Требуемая частота вращения рабочего органа привода
Выбираем электродвигатель мощностью Р = 55 кВт тип АИР 132М8 с nэд = 720 мин-1
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
Общее передаточное число привода
Предварительное передаточное число редуктора
Т.к. открытой является ременная передача то Uоп=3
Передаточное число цилиндрического двухступенчатого редуктора равно:
где UБ – передаточное число быстроходной ступени редуктора;
UТ – передаточное число тихоходной ступени редуктора.
Передаточное число редуктора с выбранными передаточными числами ступеней равно:
Передаточное число открытой передачи
Фактическое передаточное число для привода состоящего и цилиндрического двухступенчатого редуктора и открытой ременной передачи:
USФ=UБ×UТ×Uоп=355×28×3=2982
Фактическое передаточное число привода не должно отличаться от необходимого передаточного числа более чем на 4 %
S=(USФ-US )US ×100%=
Частоты вращения угловые скорости валов мощность и вращающие моменты на валах привода:
Результаты кинематического расчета привода
РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС РЕДУКТОРА
РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ
Выбираем материал шестерни и колеса
Для шестерни Ст 45НВ=269..302
Для колесаСт 45 НВ=235..262
Расчет допускаемых контактных напряжений
Вычислим предел контактной выносливости
Вычислим допускаемое контактное напряжение отдельно для шестерни и колеса
где ZN – коэффициент долговечности определяемый по формуле
гдеNHG – базовое число циклов напряжения соответствующее пределу выносливости;
NHE – эквивалентное число циклов перемены напряжений.
где mН=018 – коэффициент эквивалентности для среднего номинального режима нагрузки;
NK – назначенный ресурс определяемый по формуле
где n – частота вращения шестерни и колеса;
с =1 – число колес находящихся в зацеплении с рассчитываемым;
tS– продолжительность работы передачи в рассчитываемый срок службы;
Где L – данный срок службы привода;
С – число рабочих смен в сутки;
tc – продолжительность смены.
Коэффициент долговечности равен
если NHE>NHG то ZN=1
Допускаемое контактное напряжение
Расчет будет производится по меньшему значению
Расчет допускаемых напряжений изгиба
Вычислим предел изгибной выносливости
Вычислим допускаемые напряжения изгиба отдельно для шестерни и колеса
где YA =07 – коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверсивная нагрузка);
YN1YN2 – коэффициент долговечности шестерни и колеса определяемый по формуле
где NFG =4×106 – базовое число циклов перемены напряжений;
NFE – эквивалентное число циклов перемены напряжений
где mF =0065 – коэффициент эквивалентности
Коэффициент долговечности
Допускаемые напряжения изгиба
Проектный расчет быстроходной ступени
Предварительное значение межосевого расстояния
где К=10 – коэффициент зависящий от поверхностной твердости зубьев;
Т – вращающий момент на шестерни;
u – передаточное число.
Степень точности зубчатой передачи назначаем по ГОСТ 1663-81 равной 9
Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле:
где Ка – вспомогательный коэффициент для прямозубых передач Ка=495;
Тколеса – вращающий момент на валу колеса;
КНb - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;
yba=0315 – коэффициент ширины венца колеса.
Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы KHbo предварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициента ybd:
По таблице 2.7[2] KHbo = 112 KHW= 026
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения из ряда по ГОСТ 6636-69 aw=200мм
Полученное значение модуля округляем до ближайшего стандартного из ряда по ГОСТ 13755-81 m=25
Угол наклона зубьев b=0т.к. передача прямозубая
Суммарное число зубьев
Число зубьев шестерни и колеса
Фактическое передаточное число
Отклонение фактического передаточного числа от заданного не должно превышать 4%
Диаметры делительных окружностей шестерни и колеса
Диаметры окружностей вершин
Диаметры окружностей впадин
Ширина венца колеса и шестерни
где a=20о – угол зацепления
Степень точности зубчатой передачи ncт=9 (выбирается по табл. 3.6.[1])
Проверочный расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность по контактным напряжениям.
где K – вспомогательный коэффициент для прямозубых передач K=436;
KHa –коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями определяемый по формуле:
KHb –коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;
KHu=102 – коэффициент учитывающий дополнительную динамическую нагрузку возникающую вследствие ошибки шага (выбирается по табл. 3.7[1]);
Условие прочности по контактным напряжениям выполняется.
Проверочный расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность по напряжениям изгиба.
гдеKFa –коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями
KHb –коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба определяемый по формуле:
KFu = 113 – коэффициент динамической нагрузки зависящий от степени точности и окружной скорости (находится по табл. 3.8.[1]);
Yb =1– коэффициент учитывающий наклон зуба;
YFS1=375 и YFS2=359 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса определяемые по табл. 3.9.[1];
Ye – коэффициент учитывающий перекрытие зубьев для прямозубых передач Ye=1 – при степени точности ncт=9.
Условия прочности по напряжениям изгиба выполняются.
РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНИ
Проектный расчет тихоходной ступени
По таблице 2.7[2] KHbo = 102 KHW= 026
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения из ряда по ГОСТ 6636-69 aw=250мм
Полученное значение модуля округляем до ближайшего стандартного из ряда по ГОСТ 13755-81 m=3
KFu = 113 – коэффициент динамической нагрузки зависящий от степени точности и окружной скорости (находится по табл. 3.8[1]);
YFS1=362 и YFS2=359 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса определяемые по табл. 3.9.[1];
РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ И РАЗМЕРОВ ОТКРЫТОЙ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ГОРИЗОНТАЛЬНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Диаметр меньшего шкива определим по формуле:
По ГОСТ примем D1 =200мм
Определим окружную скорость ремня и сравним ее с допустимой
что для прорезиненного ремня приемлемо
Диаметр большего шкива
По ГОСТ принимаем D2 =500мм
Выбираем межосевое расстояние для плоского ремня
Угол обхвата ремня равен
Т.к. >[]=150° межосевое расстояние выбрано верно.
Определим длину ремня
Добавим на сшивку ремня 185мм тогда длина ремня равна
По Гост принимаем L=400мм=4м
Проверим число пробегов ремня
Допускаемая рабочая нагрузка
где q – приведенная рабочая нагрузка на 1мм ширины прокладки для хб ремней q=3Нмм;
С0 – коэффициент учитывающий тип передачи и ее расположение для открытых горизонтальных передач С0=1;
Сa – коэффициент угла обхвата определяемый по формуле
Сu – коэффициент зависящий от величины центробежных сил
Ср – коэффициент динамической нагрузки для умеренных колебаний
но т.к. режим работы двухсменный то Ср увеличиваем на 15%.
Выбираем ремень ризино-тканевый ГОСТ 23831-79
Находим ширину шкива
Определим силу предварительного натяжения
Вычислим нагрузку на валы и опоры с учетом силы предварительного натяжения:
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов
входнойТ1=5954×10 3Н×мм
ведущийТ2=1672×10 3Н×мм
промежуточный Т3=570×10 3Н×мм
ведомыйТ4=1439×10 3Н×мм
Диаметр под шестерней
Диаметр под подшипник
КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА
Для быстроходной ступени
Шестерню выполняем за одно целое с валом: ;;.
Внутренний диаметр обода
Диаметр центровой окружности
Для тихоходной ступени
Шестерню изготавливаем без ступицы ;;
Шкивы ременной передачи
Где h=87мм – глубина канавки под ремень от делительного диаметра
КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА
Толщина стенки корпуса редуктора:
Толщина стенки крышки редуктора:
Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:
Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:
Толщина нижнего пояса корпуса: примем р=21мм.
Толщина ребер основания корпуса: примем m=9 мм.
Толщина ребер крышки корпуса: примем m=8 мм.
-фундаментальных: принимаем болты с резьбой М20;
-крепящих крышку к корпусу у подшипников:
принимаем болты с резьбой М16;
-крепящих крышку с корпусом: принимаем болты с резьбой М12;
Размеры радиальных шарикоподшипников однорядных легкой серии приведены в таблице:
Условное обозначение
Из табл. 10.5[3] принимаем штифт конический ГОСТ 3129-70
Расстояние о внутренней поверхности стенки редуктора
-до боковой поверхности вращающейся части
-до боковой поверхности подшипника качения
Расстояние между вращающимися частями
-насаженными на одном валу
-насаженными на разных валах
Радиальный зазор между зубчатым колесом одной ступени и валом другой ступени (min)
Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев
-до внутренней поверхности стенки редуктора
-до внутренней нижней поверхности стенки редуктора
Расстояние от боковых поверхностей элементов вращающихся вместе с валом до неподвижных наружных частей редуктора
Для предотвращения вытекания смазки подшипников внутрь корпуса и вымывания пластического смазывающего материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца их ширину определяет размер y=8-12 мм. Мы принимаем y=8 мм.
Глубина гнезда подшипника.Толщину фланца крышки подшипника принимаем .Высоту головки болта соединяющего крышку подшипника с корпусом . Зазор между головкой болта и ступицей муфты принимаем . Получаем длину выходного конца ведущего вала .
Длина выходного конца вала под муфту
Выбираем для ведомого вала муфту втулочно – пальцевую по крутящему моменту Т4=1439Нм и диаметру вала d4=60мм.
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ И РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ НА ДИНАМИЧЕСКУЮ ГРУЗОПОДЪЁМНОСТЬ
Проверяем правильность определения реакций
Подбираем подшипник по более нагруженной опоре А:
Отношение этой величине по таблице 9.18[3] соответствует e=0.
Эквивалентная нагрузка по формуле:
Расчетная долговечность млн. об. по формуле:
Расчетная долговечность ч. по формуле:
Подбираем подшипник
Подбираем подшипник по наиболее нагруженной опоре А
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ
В соответствии с формой вала и эпюрами М и Т предположительно опасными (подлежащими проверке на сопротивление усталости) являются сечения вала в которых действуют наибольшие моменты и имеются концентраторы напряжений.
Ведущий вал: I-I (концентратор – посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал).
Определим коэффициент запаса прочности в сечении I-I. Это сечение расположено в середине ширины подшипника.
а)Результирующий изгибающий момент в сечении I-I
б)Согласно эпюре крутящих моментов в сечении I-I Т2=1672Нм
в)Определяем напряжения в расчетном сечении.
Напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу с амплитудой
При отнулевом цикле касательных напряжений амплитуда цикла
г)Концентрация напряжений в сечении обусловлена посадкой с натягом внутреннего кольца подшипника на вал. По табл. 10.13 [2] интерпретируя находим ; .
По табл. 10.8 [2] ; - для чистого шлифования посадочной поверхности; - поверхность вала без упрочнения.
д)Коэффициенты снижения предела выносливости
е)Пределы выносливости вала
ж)Коэффициенты запаса прочности вала по нормальным и касательным напряжениям
з)Расчетный коэффициент запаса прочности вала в сечении
Сопротивление усталости вала в сечении I-I обеспечивается.
Промежуточный вал: I-I и III -III (концентратор – посадка шестерни на вал); II - II (концентратор – посадка зубчатого колеса на вал).
Определим коэффициент запаса прочности в сечении I-I (III-III).
а)Результирующий изгибающий момент в сечении
б)Согласно эпюре крутящих моментов в сечении I-I Т3=570Нм
г)По табл. 10.13 [2] интерпретируя находим ; .
Определим коэффициент запаса прочности в сечении II-II.
а)Результирующий изгибающий момент в сечении
б)Согласно эпюре крутящих моментов в сечении II-II Т3=570 Нм
д)По табл. 10.13 [2] интерпретируя находим ; .
е)Коэффициенты снижения предела выносливости
ж)Пределы выносливости вала
з)Коэффициенты запаса прочности вала по нормальным и касательным напряжениям
и)Расчетный коэффициент запаса прочности вала в сечении
Сопротивление усталости вала в сечении II-II обеспечивается.
Ведомый вал: I-I и II -II (концентратор – посадка колеса на вал); III - III (концентратор – посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал).
Определим коэффициент запаса прочности в сечении I-I.
б)Согласно эпюре крутящих моментов в сечении I-I Т4=1439Нм
б)Согласно эпюре крутящих моментов в сечении II-II Т4=1439 Нм
Определим коэффициент запаса прочности в сечении III-III.
б)Согласно эпюре крутящих моментов в сечении III-III Т4=1439Нм
е)По табл. 10.8 [2] ; - для чистого шлифования посадочной поверхности; - поверхность вала без упрочнения.
ж)Коэффициенты снижения предела выносливости
з)Пределы выносливости вала
и)Коэффициенты запаса прочности вала по нормальным и касательным напряжениям
к)Расчетный коэффициент запаса прочности вала в сечении
Сопротивление усталости вала в сечении III-III обеспечивается.
РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по табл. 6.9[3]. Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности
Допускаемое напряжение при стальной ступице:
-при переходных посадках
-при посадках с натягом
длина шпонки (при длине ступицы шкива ременной передачи ); момент на ведущем валу .
длина шпонки (при длине ступицы колеса ); момент на промежуточном валу .
длина шпонки (при длине ступицы колеса ); момент на ведомом валу .
момент на ведомом валу .
ВЫБОР ПОСАДОК ДЛЯ ДЕТАЛЕЙ ПРИВОДА
В соответствии с техническими условиями выбираю посадки для валов под подшипники посадки отверстий в корпусе и крышке редуктора для наружного кольца подшипника Н7. Под ступицы зубчатых колес Н7п6.
Посадки для шпоночных соединений по длине Н15h14 по ширине l19h9 по высоте шпонки h11 посадки по ширине шпоночного паза N9h9. Посадки остальных сопрягаемых деталей Н14h14.
Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло заливаемое внутрь корпуса до уровня обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны VM определяем из расчета 05 л масла на 1 кВт передаваемой мощности:
По табл. 8.8[3] устанавливаем вязкость масла. При скорости v = 0651 мс рекомендуемая вязкость v50 = 177 сСт. По табл. 8.10[3] принимаем масло индустриальное И-100А по ГОСТ 20799—75.
Подшипники смазываем пластичной смазкой которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку пополняют шприцем через пресс-масленки. Сорт смазки — УТ-1 (табл. 7.15[3])
ТЕХНОЛОГИЯ СБОРКИ РЕДУКТОРА
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора начиная с узлов валов.
На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок регулируют тепловой зазор.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе устанавливаемой техническими условиями.
Демченко В.А. Мазитов М.А. Маликов В.В. Детали машин: методические указания по курсовому проектированию для студентов инженерно – технических специальностей – Оренбург: ГУ «РЦРО» 2007. – 60с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. Пособие для техн. спец. вузов. – 5-е изд. перераб. и доп. – М.: Высш. шк. 1998. – 447с. ил.
С.А. Чернавский Г.М. Ицкович К.Н. Боков и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов.– М.: Машиностроение 1979.–351 с. ил.
Конструирование узлов и деталей машин: Справочное учебно – методическое пособие Л.В. Курмаз О.Л. Курмаз. – М.: Высш. шк. 2007. – 455с.: ил.

Привод.dwg

Техническая характеристика 1. Передаточное число привода U=30 2. Крутящий момент на выходном валу привода Т=1439 Н*м 3. Частота вращения выходного вала привода n=24
обмин 4. Мощность электродвигателя Р=5
Привод ленточного транспортера
Технические требования 1. Непараллельность осей шкивов не более 0
мм на длине 100мм. Смещение рабочих поверхностей шкивов не более 2мм 2. Привод обкатать без нагрузки в течение не менее 1 часа. Стук и резкий звук не допускаются. 3. После обкатки масло из редуктора слить и залить масло индустриальное И-100А ГОСТ 20799-15 в количестве 2

Редуктор.dwg

Спецификация.dwg

Редуктор цилиндрический одноступенчатый
Чертеж общего вида редуктора
Пояснительная записка
Маслоуказатель-отдушина
Шайба регулировочная (комплект)
Кольцо мазеудерживающее
Болт М12х70 ГОСТ 7798-70
Винт М8х20 ГОСТ 11738-84
Манжета 1-35х58-1 ГОСТ 8752-79
Шайба 8 Н ГОСТ 6402-70
Шпонка 8х7х25 ГОСТ 23360-78
Штифт 2.8х16 ГОСТ 3128-70
Подшипник 207 ГОСТ 8338-75
Винт М6х18 ГОСТ 17473-80
Манжета 1-40х60-1 ГОСТ 8752-79
Подшипник 208 ГОСТ 8338-75
Шайба 12 Н ГОСТ 6402-70
Шпонка 10х8х50 ГОСТ 23360-78
Шпонка 14х9х40 ГОСТ 23360-78