Привод ленточного транспортера с цилиндрическом редуктором

Московский ордена Ленина, ордена Октябрьской Революциии ордена Трудового Красного Знаменигосударственный технический университет им. Н.Э. БауманаКафедра «Детали машин»ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО ТРАНСПОРТЕРАПояснительная запискаДМ 1456.00.00 ПЗСтудентРуководитель проектаСоколов А.Д. СМ6-61Воробьев А.Н.Москва, 20191СодержаниеВведение………………………………….…………………………………………...…51. Кинематический расчет привода……………………………………….…….....….62. Расчет цилиндрического двухступенчатого редуктора……….…..……………....63. Определение диаметров валов……………………………………..……………….64.

Расчет валов и подшипников качения…………………………………………..…75. Расчет соединений………………………………………………….….………..…156. Расчет приводного вала ………………………………………………………...…166.1 Нахождение сил реакций в опорах и расчет подшипников…………………166.2 Расчет вала на прочность……………………………………………..……….177. Выбор смазочного материала………………………………………………..……19Список используемой литературы……………………………………………..…..…20Приложение………………………………………………………………….…..……..212Техническое задание3ВведениеЛенточный транспортёр - машина для транспортирования насыпных и штучныхгрузов в горизонтальных и наклонных направлениях непрерывным потоком длязагрузки и выгрузки. Является самым распространённым видом машин конвейерноготранспорта, благодаря высокой производительности, возможности транспортированияна большую длину, высокой надёжности, простоте конструкции и эксплуатации.Применяетсявпроизводственерудныхстроительныхматериалов,наметаллургических предприятиях, на машиностроительных предприятиях, на тепловыхэлектростанциях, на открытых горных разработках, в целлюлозно-бумажнойпромышленности и т.д.Цилиндрический редуктор - это механизм для уменьшение угловой скоростивращения и увеличения крутящего момента.41.

Кинематический расчет приводаПодбор электродвигателяМощность на приводном валу:F  V 2200∙1,2Pв  t= 1000 = 2.64 кВт.1000Предварительное значение мощности электродвигателя:Pпр;Pэ`.тр  пробщ = бп ∙ тп ∙ цмуфты ∙ смуфты ∙ оп = 0.98 ∙ 0.98 ∙ 0.95 ∙ 0.98 ∙ 0.9 = 0.89здесь значения КПД: цмуфты - цепной муфты, смуфты - упруго-компенсирующей,бп , тп- быстроходной и тихоходной передач.2.64Рэ.тр == 2.9660.89Частота вращения приводного вала:60000 ∙ 60000 ∙ 1,2в === 72,8 мин−1 ∙ б ∙ 315Ориентировочное значение частоты вращения электродвигателя:nэ` .тр  nв  u `ред ; пр ≅ 19 ⟹ эд = 72,8 ∙ 19 = 1383.2 мин−1Примем эд = 1383.2 мин−1Таким образом выбираем двигатель 100L4/1410.Мощность двигателя Рэд = 3 кВт.Передаточное отношение редуктора:Uред=nэд/n пр = 1383.2/72.8=1952.

Расчет цилиндрического двухступенчатого редуктораРасчет редуктора был проведен с помощью ЭВМ.По рассчитанным данным ищется оптимальный вариант конструкции,учитывающий минимальную массу редуктора, минимальную стоимость и габариты.Также необходимо учитывать следующие требования: диаметр шестернибыстроходной ступени не должен снижать жесткость вала; возможность размещения вкорпусе подшипников валов быстроходной и тихоходной ступеней; междуподшипниками должен размещаться болт крепления крышки и корпуса редуктора;зубчатое колесо быстроходной ступени не должно задевать за тихоходный вал.В приложении приведены данные для расчета и полученные результаты. Исходя извыше указанных требований, мной был выбран следующий вариант №33.Результаты расчета параметров зубчатых колес и сил в зацеплении приведены вприложении 1.63.

Определение диаметров валова) Быстроходный вал:Диаметр конца быстроходного вала: ≥ (7 … 8) 3√б ;3 ≥ (7 … 8) √39.4 ≥ 23.819 … 27.222;Исходя из условия согласованности диаметров быстроходного вала и валаэлектродвигателя и с учетом того, что был выбран электродвигатель 100S4/1395 с 1 =24 мм, назначим = 24 ммДиаметр в месте установки подшипников:п ≥ + 2цил ;п ≥ 24 + 2 ∙ 3.5 ≥ 31;Назначаемдиаметрвместеустановкиподшипникап = 35 мм;б) Промежуточный вал:3к ≥ (6 … 7) √пр ;3к ≥ (6 … 7) √142.431 ≥ 31.334 … 36.557;Примем к =32 мм.в) Тихоходный вал:к ≥ (5 … 6) 3√т ;3к ≥ (5 … 6) √378 ≥ 36.152 … 43.383;Назначим к =37 мм.74. Расчет валов и подшипников качения4.1 Быстроходный вал редуктораFt = 1501.1 Н,Fа = 0 Н,Fr = 546.3 Н, = 124 мм, 1 = 86 мм, 2 = 69 мм.В плоскости YOZ:2∑ 1 : ( − 1 ) − а + 2 = 0;22 = −167.4 .2∑ 2 :− 1 − а + 1 = 0;21 = 378.871В плоскости XOZ:∑ 1 : 2г − ( − 1 ) = 0;2г = 460 .∑ 2 :Суммарные реакции опор:− 1г − 1 = 0;1г = −1041.08 Н.221 = √1г+ 1= √(−1041,08)2 + 378,8712 = 1107,876 ;222 = √2г+ 2= √4602 + (−164,4)2 = 488,49 ;Радиальные реакции опор от действия муфты:3 = 220 3√Тб = 220 ∙ √39,4 = 748,608;∆= 0.3 мм; = ∆= 748,608 ∙ 0.3 = 224,5824∑ 1 : ( + 2 ) − 2 = 0;2 = 349.55 .∑ 2 : 2 − 1 = 0;1 = 124.97 .1 = 1 + 1 = 1107.876 + 124.97 = 1232.846 ;2 = 2 + 2 = 488.49 + 349.55 = 838.04 ;Внешняя осевая сила:а = а = 0.Для типового режима нагружения II коэффициент эквивалентности = 0.63.1 = 1 = 776.69298 ;2 = 2 = 527.9652 ;а = а = 0 .Предварительно назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники сериидиаметров 2: 207.Из ГОСТ 8338-75: = 2550; 0 = 1370; = 35; = 72; = 11.112; = 0°;Проведем расчет для наиболее нагруженной опоры 2.

= 0.5( + ) = 53.5 мм;8 = 0.208 ⟹ 0 = 13.7;Коэффициент осевого нагружения:0 0.2313.7 ∙ 0 0.23 = 0.28()= 0.28()= 0;013700Принимаем б = 1.4, т = 1(раб < 100°С).Эвкивалентная динамическая радиальная нагрузка: = б т = 1 ∙ 776.69298 ∙ 1.4 ∙ 1 = 1087.37 ;Расчетный скорректированный ресурс подшипника при а1 = 1 (вероятностьбезотказной работы 90 %), а23 = 0.7, = 3, = 709 мин−1 . 10625500 3 10610ℎ = 1 а23 ( )= 0.7()= 212221 601087.37 60 ∙ 709Расчетный ресурс больше требуемого: 10ℎ > 10ℎ ′ (212221 > 10000).Проверка выполнения условия < 0.5 = б т = 1 ∙ 1232.846 ∙ 1.4 = 1725.98 ;Условие < 0.5 выполнено (1725.98 < 12500).Расчетный ресурс больше требуемого и выполнено < 0.5 ,следовательно,предварительно выбранный подшипник 207 пригоден. При требуемом ресурсенадежности 90%.Аналогично проводим расчет для промежуточного и тихоходного валов.95.

Расчет валов на прочность по эквивалентным напряжениям ина статическую прочностьНаиболее нагруженным является тихоходный вал редуктора, таким образомпроведем для него следующие расчеты:- расчет по эквивалентным напряжениям и на статическую прочность;- расчет по напряжениям усталости;Исходные данные для расчета:МаркасталиТвердость(не ниже)Механические характеристики Н/мм2ВТТ 1 140Х270980780450410240Тихоходный вал, как более нагруженный, целесообразно проверить насопротивление усталости.коэффициент т = 0,1; реакции опор, определенные в расчете подшипниковкачения.Опасные сечения:I-I: место установки зубчатого колеса, концентратор напряжений – посадка с натягомколеса на вал;II-II: место установки подшипника; концентратор – посадка с натягом внутреннегокольца с подшипником;III-III: место установки полумуфты, концентратор напряжений шпоночный паз.1.

Внутренние силовые факторы:10−3 2 10−3 3687,4 ∙ 205к === 377,95 Нм221к = 1222,163 ∙ 0.126 = 152,73Сечение I-I:126 − 42,51г = 1г ( − 1 ) = 1243,7659 ∙= 103,85 Нм;10001в = 1в ( − 1 )/1000 = 37.8 Нм221 = √1г+ 1в+ 1к = √103.852 + 37.82 + 152.73 = 263.24 Н ∙ м.Сечение II-II:Изгибающий момент 2 = 2к = 10−3 к 2 = 10−3 ∙ 1212.54 ∙ 85 = 103.065 НмКрутящий момент к2 = 378 Нм.Осевая сила 2 = = 0 НСечение III-III:Крутящий момент к3 = к = 378 Нм.102.

Вычисление геометрических характеристикСечение I-I:5531 == 3.14 ∙= 16333 мм3 ;323235531 == 3.14 ∙= 32667 мм3 ;161631125521 == 3.14 ∙= 2375.8 мм3 .44Сечение II-II:34532 == 3.14 ∙= 8946.1 мм3 ;323234532 == 3.14 ∙= 17892мм3 ;161624522 == 3.14 ∙= 1590.4 мм3 .44Сечение III-III:3 = 3 ⁄16 − ℎ(2 − ℎ)2 ⁄(16) = 3,14 ∙ 40 3 ⁄16 − 12 ∙ 8 ∙ (2 ∙ 40 − 8)2 ⁄(16 ∙ 40) == 17114.47мм3 .3. Расчет вала на статическую прочностьСечение I-I:1 = 10 п Мк1 ⁄1 = 10 ∙ 2,2 ∙ 152.73 ⁄32667 = 10.28 МПа.263.241 = 103 п 1 ⁄1 = 103 ∙ 2,2 ∙= 35.457163331 = /1 = 780/35.457 = 21.991 = /1 = 450/10.28 = 43.77331 = 1 1 /√1 2 + 1 2 = 21.5 ∙ 10.95/√21.52 + 10.952 = 19.649Сечение II-II:2 = 103 п 2 ⁄2 ;32 = 10 2.2 ∙ 103.06⁄8946.1 = 25.3432 = 10 п Мк2 ⁄2 = 103 ∙ 2,2 ∙ 378 ⁄17892 = 46.478МПа;2 = /2 = 780/25.34 = 30.782 = /2 = 450/46.478 = 9.6822 = 2 2 /√2 2 + 2 2 = 30.78 ∙ 9.682/√30.782 + 9.6822 = 9.23Сечение III- III:3 = 103 п Мк3 ⁄3 = 103 ∙ 2,2 ∙ 378 ⁄17114.47 = 48.59 МПа.Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести равен в данном случаечастному коэффициенту запаса прочности по касательному напряжению:3 = 3 = /3 = 450/48.59 = 8.76Статическая прочность вала обеспечена: во всех опасных сечениях > [ ] = 2Проведем расчет на сопротивление усталости:Сечение I-I:Амплитуда напряжений:1 = 103 Мк1 ⁄(21 ) = 103 ∙ 152.73 ⁄(2 ∙ 32667) = 2.337 МПа.1 = 103 1 ⁄1 = 103 ∙ 263.24⁄16333 = 16.117 МПа;Среднее напряжение цикла:1 = 1 = 2.337 МПа.По [1, табл.

10.7 – 10.12]: коэффициент влияния абсолютных размеров поперечногосечения при = 55 мм, = 0,81, = 0,7 эффективный коэффициентконцентрации напряжений = 1,7, = 2,65; параметр шероховатости поверхностипри = 0.8 мкм, = 0,91, = 0,95; коэффициент влияния поверхностногоупрочнения = 1. Тогда коэффициенты снижения предела выносливости примет вид:12 = ( ⁄ + 1⁄ − 1)⁄ = (2.65/0.7 + 1⁄0.95 − 1)⁄1 = 3.83 = ( ⁄ + 1⁄ − 1)⁄ = (0.81/0.81 + 1/0.91 − 1) = 2.2Предел выносливости вала:−1 = −1 ⁄ = 240⁄3.83 = 62.66 МПа.−1 = −1⁄ = 410⁄2.2 = 186.36 МПа;Коэффициент влияния асимметрии цикла: = ⁄ = 0,1⁄3.83 = 0,026.Частный коэффициент запаса прочности:1 = −1 ⁄(1 + 1 ) = 62,66⁄(6,7 + 0,026 ∙ 6,7) = 9,11 = −1 ⁄1 = 186,36⁄11,7 = 15,9;Общий коэффициент запаса: = 1 1 /√1 2 + 1 2 = 7.9.Сечение II-II:⁄2 = 10 2 2 = 103 ∙ 153.992⁄8946.1 = 17.21 МПа;2 = 103 2 ⁄(22 ) = 103 ∙ 378 ⁄(2 ∙ 17892) = 10.56 МПа;2 = 2 = 10.56 МПа.= 5.7 [1, табл. 10.13], ⁄ = 3.4; = 0,88, = 0,935; = 1.