Расчет клиноременной передачи

Кинематический и силовой расчет привода.

1.1. Определяем мощность на валу конвейера.

P_k = F_t ∙ V, (1.1)

где P_k – мощность на валу конвейера, кВт

F_t – натяжение ленты, кН

V – скорость ленты, м/с

P_k = 2,8*0,45=1,26 (кВт)

 

1.2. Определяем общий коэффициент полезного действия привода.

где – КПД клиноременной передачи, [1,с.7]

- КПД цилиндрического редуктора, [1,c.7]

- КПД муфты, [1,c.7]

- КПД подшипников качения, [1,c.7]

 

1.3. Определяем частоту вращения на валу привода.

, (1.3)

диаметр вала, мм

1.4. Определяем общее передаточное отношение привода.

, (1.4)

– передаточное отношение клиноременной передачи

передаточное отношение цилиндрического редуктора

 

1.5. Определяем затраченную мощность двигателя

(1.5)

где мощность конвейера, кВт

КПД привода

Выбираем марку двигателя

Двигатель АИР 100L8

Р_дв=1,5 кВт

d_дв=28 мм

 

1.7. Пересчитываем передаточное отношение ременной передачи.

(1.6)

где – частота вращения двигателя асинхронная, мин^-1

- частота вращения на валу привода, мин^-1

- передаточное отношение цилиндрического редуктора

 

1.8. Определяем мощность на каждом валу конвейера.

Р₁=Р_дв, (кВт)

Р₂=Р₁ , (кВт)

, (кВт)

 

Р₁=1,5 (кВт)

Р₂=1,5*0,95*0,99=1,41 (кВт)

Р₃=1,41*0,97*0,99=1,35 (кВт)

Р₄=1,35*0,98*0,99=1,31 (кВт)

 

1.9. Определяем частоту вращения на каждом валу конвейера.

n₁=n_дв, (мин^-1)

, (мин^-1)

, (мин^-1)

(мин^-1)

n₁=702 (мин^-1)

n₂=702/4,08=172,06 (мин^-1)

n₃=172,06/8=21,51 (мин^-1)

n₄=21,51 (мин^-1)

1.10. Определяем вращающий момент на каждом валу конвейера.

(Н*м) (1.7)

Р_i – мощность на каждом валу конвейера, кВт

n_i – частота вращения на каждом валу конвейера, мин^-1

 

1.11.Определяем диаметр валов привода.

d₁=d_дв, (мм)

,(мм) (1.8)

вращающий момент на каждом валу конвейера, Н*м

]- допускаемое касательное напряжение

d₁=28 мм

мм

мм

 

 

 

Расчет клиноременной передачи

P₁=1, 5 кВт

n₁=702 мин^-1

i_р.п=4,08

 

2.1 Выбираем сечение ремня [3,с.289]

Сечение ремня 0: h=6 мм

b₀=10 мм

b_p=8,5 мм

l_{p min}=400 мм

l_{p max}=3150 мм

d_{p min}=63 мм

A=47*10^-6 м²

q=0,06 кг/м

2.2 Выбираем диаметр ведущего шкива.

P₀=P/z,

где Р₀ – мощность передаваемая одним шкивом, кВт

z – примерное число ремней, z=1-2

P₀=0,7 кВт

d₁=112 мм [3,c.290]

d₁ – диаметр ведущего шкива

2.3 Определяем диаметр ведомого шкива.

d₂=d₁*i_рп, (2.1)

где d₂-деаметр ведомого шкива

d₂=112*4,08=456,96 мм

Принимаем d₂=460 мм

2.4 Предварительно назначаем межосевое расстояние.

А ≈ 0,95d₂ = 0/95*460 = 437 мм

а- межосевое расстояние

2.5 Определяем длину ремня.

L ≈ 2∙a+0,5∙π∙ (d₂+d₁) + (2.2)

L = 2∙437+0,5∙3,14∙ (460+112) +

Принимаем стандартную длину ремня L=2000 мм [3,c.288]

 

2.6 Определяем межосевое расстояние передачи.

(2.3)

521,98 ≈

≈522 мм

2.7 Проверяем, входит ли значение межосевого расстояния в допустимые пределы.

2(d₁+d₂) ≥ a ≥ 0,55(d₁+d₂)+h, (2.4)

где h – высота ремня, h=6 мм [3,c.288]

2(112+460) ≥ а ≥ 0,55(112+460)+6

1144 > 522 > 320,6

 

2.8 Определяем угол обхвата ремнем малого шкива.

= 180°-57 , (2.5)

где - угол обхвата ремнем малого шкива

= 180°-57 = 141,81°

= 141,81 ≥ 120°

2.9 Определяем мощность, передаваемую одним ремнем в условиях эксплуатации

(2.6)

где - коэффициент угла обхвата [3,c.289],

– коэффициент режима нагрузки [3,с.289],

-коэффициент длины ремня [3,с.291],

- коэффициент передаточных отношений [3,с.291],

2.10 Определяем число ремней

(2.7)

где коэффициент числа ремней,[3,с.290],

 

2.11 Определяем силу предварительного натяжения ремня

, (2.8)

где V-скорость, м/с

=4,11 (м/с)

F_v = ρ*A*V², (2.9)

где F_v – сила натягивания ремня,

ρ – плотность материала ремня,[3,с.291], ρ=1250 кг/м³

А – площадь поперечного сечения ремня,[3,с.288], А= 47*10^-6 м²

F_v = 1250*47*10^-6*4,11²=0,99 (Н)

, (2.10)

=120,95(Н)

2.12 Определяем силу, действующую на вал в статическом состоянии передачи.

, (2.11)

где - угол между ветвями ремня

.

=19,095°

, (2.12)

.

2.13 Определяем силу, действующую на вал в динамическом состоянии

F_{r дин} = F_{r стат} – 2F_v*z (2.13)

F_{r дин} = 685,8-2*0,99*3=679,86 Н

2.14 Определяем ресурс наработки ремня.

Т=Т_ср*k₁*k₂ , (2.14)

где Т_ср – средний режим нагрузки, [3,с.291], Т_ср = 2000 часов

k₁ - коэффициент режима нагрузки,[3,c.289], k₁=1

k₂ – коэффициент климатических условий, [3,с.291], k₂=1

Т=2000 часов.

Подбор и расчет муфты.

Т₃=601,65 Н*м

d₃=52 мм

d₄=52 мм

3.1 Определяем вращающий момент, нагружающий муфту в приводе.

Т_к=k*Т₃, (3.1)

где k – коэффициент запаса, [4,с.349], k=1,1…1,3

T_k=1,1*601,65=661,815 (Н*м)

Выбираем муфту так, чтобы Т_м>Т_к.

3.2 Муфта упругая втулочно-пальцевая ГОСТ 21425-93. Номинальный крутящий момент Т_м=710 Н*м.

d₃=52 мм

d₄=52 мм

z_e=8

3.3 Выполняем проверочный расчет муфты на смятие резиновых втулок

, (3.2)

где Т_к- вращающий момент,

– диаметр пальца,

- длина упругого элемента,

– диаметр, на котором расположен упругие элементы,

- допустимое значение напряжения на смятие резиновых втулок.

D₀=D*1,5d₀=190-1,5*36=136 мм (3.3)

d_п=18мм, [4,c.424]

l_вт=36мм, [4,c.424]

D=190 мм, [4,c.422]

[σ_см]=2МПа, [4,c.416]

.

3.4 Выполняем проверочный расчет муфты на изгиб.

, (3.4)

где с-зазор между полумуфтами, [4,c.422], c=5 мм.

[σ_и]=0,5*σ_т, (3.5)

где σ_т – предел текучести, [σ_т]=200 МПа, [4,с.424]

[σ_и]=100МПа, [4,с.424].

 

 

КОСТРОМСКОЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

 

Кафедра ДМ и ПТУ

Техническое задание №28-а

Студенту: Смирновой Н.С. Специальность: Технология деревообработки

Группа: 09-Д-3 Преподаватель:

Дата выдачи:

 

Спроектировать привод к ленточному конвейеру.

Привод состоит из следующих элементов: электродвигателя, клиноременной передачи, цилиндрического редуктора, муфты, барабана.

Исходные данные:

F_t=2,8 натяжение ленты, кН;

D_б=400 диаметр барабана, мм;

V=0,45 скорость ленты, м/с.

 

Графическая часть:

1. Сборочный чертеж редуктора.

2. Общий вид привода.

3. Рабочие чертежи редуктора.

 

 

2.15 Конструирование ведущего шкива.

(2.15)

где - длина ступицы, мм

d – диаметр вала, мм

d=d₁=28 мм.

.

d_ст=1,5d+10, (2.16)

где d_ст – диаметр ступицы, мм

d_ст=1,5*28+10=52 мм.

 

d_e=d_p+2b, (2.17)

где d_e – внешний диаметр шкива, мм

b- 2,5 мм, [1,c.319]

d_e=112+5=117 мм

 

2.16. Конструирование ведомого шкива

(2.15)

где - длина ступицы, мм

d – диаметр вала, мм

d=d₂=26 мм.

.

d_ст=1,5d+10, (2.16)

где d_ст – диаметр ступицы, мм

d_ст=1,5*26+10=49 мм.

 

d_e=d_p+2b, (2.17)

где d_e – внешний диаметр шкива, мм

b- 2,5 мм, [1,c.319]

d_e=460+5=465 мм

 

 

4.Расчеты на прочность прямозубой цилиндрической передачи.

Исходные данные:

Т₁=76,4 Н*м Т₂=601,65 Н*м

Р₁=1,41 кВт Р₂=1,35 кВт

n₁=172,06 мин^-1 n₂=21,51 мин^-1

u=8

4.1. Выбираем конструкционные материалы для изготовления шестерни и колеса

Шестерня – сталь 40Х

Термообработка: улучшение

Предел прочности σ_В1=850 МПа

Предел текучести σ_Т1=550 МПа

Твердость по шкале Бриннеля НВ₁=250 [3,с.170,табл.8.7.]

Колесо – сталь 40Х

Термообработка: улучшение

Предел прочности σ_В2=850 МПа

Предел текучести σ_Т2=550 МПа

Твердость по шкале Бриннеля НВ₂=230 [3,с.170,табл.8.7.]

4.2. Определение допускаемых напряжений

а) допускаемые контактные напряжения

 

, (4.1)

где - предел выносливости материала по контактным напряжениям [3,с.176,табл.8.8.]

- коэффициент безопасности, , [3,с.176,табл.8.8.]

- коэффициент долговечности, [3,с.177]

МПа

МПа

Допускаемые напряжения изгиба

, (4.2)

– предел выносливости для материала шестерни по напряжениям изгиба [3,с.176, табл.8.8]

 

- коэффициент безопасности, = 1,75, [3,с.176, табл.8,8]

- коэффициент долговечности, = 1, [3,с.177]

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, = 1 (для нереверсивной передачи), [3,с.182]

=1,8*НВ₁

МПа

, (4.3)

– предел выносливости для материала колеса по напряжениям изгиба, [3,с.176, табл.8.8]

- коэффициент безопасности, = 1,75, [3,с.176, табл.8,8]

- коэффициент долговечности, = 1, [3,с.177]

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, = 1 (для нереверсивной передачи), [3,с.182]

=1,8*НВ₂

МПа

Определение межосевого расстояния передачи

(4.4)

u – передаточное число зубчатой передачи;

- приведенный модуль упругости;

_, (4.5)

Е₁, Е₂ – модули упругости материалов шестерни и колеса, соответственно.

_пр=2,1*10⁵ МПа [3,с.143]

Т₂ – крутящий момент на валу колеса, Н*мм

- коэффициент концентрации нагрузки; , [3,с.136]

- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния. , [3,с.143,табл.8.4]

, (4.6)

- коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра.

мм

олученное значение округляю до ближайшего стандартного

мм.

4.4. Определение ширины колеса

(4.7)

мм

4.5. Определение модуля зубчатой передачи

, (4.8)

где - коэффициент ширины колеса по модулю , [3,с.144,табл.8.5]

m = 88/30 = 2,93 мм

m_ст =2,5 мм. [3,с.122,табл.8.1]

4.6. Определение суммарного числа зубьев, числа зубьев шестерни и колеса.

, (4.9)

, (4.10)

, (4.11)

где суммарное число зубьев;

- число зубьев шестерни;

- число зубьев колеса.

4.7. Определение геометрических параметров шестерни и колеса

а) Определение делительных диаметров шестерни и колеса;

, (4.12)

где d_i – делительный диаметр шестерни (колеса)

d₁=2,5*18=45 мм

d₂=2,5*142=355 мм

б) Определение диаметров выступов шестерни и колеса

, (4.13)

где d_ia – диаметр выступов шестерни (колеса)

в) Определение диаметров впадин шестерни и колеса:

, (4.14)

d_if – диаметр впадины шестерни (колеса).

4.8. Выполнение проверочного расчета на усталость по контактным напряжениям

_, (4.15)

где Т₁ – крутящий момент на валу шестерни, Н*мм

К_Н – коэффициент расчетной нагрузки

- диаметр начальной окружности шестерни.

Так как колеса нарезаны без смещения инструмента (Х=0), то
– угол зацепления ( =20°,

- ширина колеса.

К_Н = К_Нβ*К_НV, (4.16)

К_НV – коэффициент динамической нагрузки

К_Нβ – коэффициент концентрации нагрузки

, (4.17)

Степень точности принимаем равной 9 [3,с.125,табл.8.2]

Тогда К_HV = 1,06

К_Н = 1,08*1,06=1,14

Н*мм

Определяем отклонение:

4.9. Выполнение проверочного расчета по напряжениям изгиба

, (4.18)

m – модуль колеса;

- ширина колеса;

- окружная сила;

- безразмерный коэффициент, зависит от формы зуба.

Z₁ и Z₂ находим для шестерни Y_F1 и колеса Y_F2. Расчет выполняю по тому из колес, у которого меньше соотношение:

. [3,с.140,рис.8.20]

.
. Y_F =4,25

 

K_F = K_Fβ*K_FV, (4.19)

где K_F – коэффициент расчетной нагрузки,

K_Fβ – коэффициент концентрации нагрузки, [3,с.136,рис.8.15], K_Fβ=1,17

K_FV – коэффициент динамической нагрузки, [3,с.138,табл.8.3], K_FV=1,11

K_F = 1,17*1,11=1,29

F_t = 2T₁/d₁ (4.20)

F_t =2*76.4*10³/45=3395,6 Н

4.10. Определение сил в зацеплении

а) Нормальная сила

, (4.21)

Н

б) Радиальная сила

F_r = F_t*tgα_w, (4.22)

F_r = 3395,6*0,3639=1235,66 Н

 

в) Окружная сила

F_t = 2T₁/d₁

F_t =3395,6 Н

 

 

5. Эскизная компоновка редуктора.

5.1. Конструирование элементов корпуса редуктора.

5.1.1. Толщина стенки корпуса редуктора.

S= 2 [мм], (5.1)

S= 2 [мм]. Принимаем S = 8 [мм]

5.1.2. Толщина стенки крышки редуктора.

S₁ = (0,8...0,85)*S ≥ 8[мм] (5.2)

S₁ = 0,85 * 8 = 6.8 [мм] Принимаем S₁ = 8 [мм]

5.1.3. Толщина фланца корпуса редуктора.

S₂= (1,55...1,65) * S, [мм] (5.3)

S₂ = 1.5*8=12[мм]

5.1.4. Толщина подошвы корпуса редуктора.

S₃ = (2...2,5)*S, [мм] (5.4)

S₃ =2, 5* 8= 20 [мм]

5.1.5. Диаметр болтов по разъему корпуса и крышки редуктора.

d = (0,029...0,031) * а + 6, [мм] (5.5)

d= 0,03* 220 + 6=12,6 [мм].

Принимаем диаметры болтов по ГОСТ 7796-70: d = М16 - 6g[1,стр.483]

5.1.6. Диаметр болтов по утолщенной части фланца.

d₁ = (0,032...0,034) * а + 9, [мм] (5.6)

d₁ = 0,033 * 220 + 9 = 16,26 [мм]

Принимаем диаметр болтов по ГОСТ 7796-70: d₁ = М20 – 6g

[1,стр.483]

5.1.7. Диаметр фундаментных болтов.

d₂ = (0,036...0,04) * а +12, [мм] (5.7)

d₂ = 0,04 * 220 + 12 = 20,8 [мм]

Принимаем диаметр болтов по ГОСТ 7796-70: d₂= М24 – 6g

[1,стр.483]

5.1.8. Диаметр штифтов.

d_шт = (0,7...0,8) * d, [мм]. (5.8)

d_шт = 0,8 * 12 = 9,6 [мм]

Принимаем диаметр болтов по ГОСТ 7796-70: d_шт = 10 [мм],

[1,стр.480]

5.2. Конструирование валов.

5.2.1. Вал выходной.

d₃=52 [мм],

d_м = d₃ + (5…7), (5.9)

где d_м – диаметр вала под армированную резиновую манжету, мм [1,с.473]

d₃ – диаметр выходного вала, мм

d_м=52+6=58 мм

Принимаем диаметр вала под резиновую армированную манжету по ГОСТ 8752-79: d_м=58 мм.

 

d_п = d_м + (5…7), (5.10)

где d_п – диаметр вала под подшипник, мм [1,с.459]

d_п = 58+7=65 мм

Принимаем диаметр вала под подшипник шариковый радиальный однорядный по ГОСТ 8338-75: d_п = 65 [мм],

 

d_к =d_п + (5…7), (5.11)

где d_к – диаметр вала под колесо, мм

d_к =65+ 5=70 мм

 

d_б = d_к + (5…7), (5.12)

где d_б – диаметр вала под буртик, мм

d_б = 70+ 5=75 мм

 

l_шп = l – (5…10), мм (5.13)

где l_шп – длина шпонки, мм [1,с.476]

l – длина шпонки табличная, мм [1,с.476]; l=45 мм

l_шп = 45 – 5=40 мм

Выбираем l_шп = 40 мм. [2,стр.459]

5.2.2. Вал-шестерня входной.

d ₂ = 26[мм],

 

d_м = d₂ + (5…7), (5.14)

где d_м – диаметр вала под манжету, мм [1,с.473]

d₂ – диаметр выходного вала, мм

d_м=26+6=32 мм

Принимаем d_м=32 мм.

d_п = d_м + (5…7), (5.15)

где d_п – диаметр вала под подшипник, мм [1,с.459]

d_п = 32+3=35 мм

Принимаем d_п=35 мм.

 

d_б = d_п + (5…7), (5.16)

где d_б – диаметр буртика, мм

d_б = 35+5=40 мм

 

d_f1 – диаметр впадины шестерни, d_f1 = 38,75 мм

d₁ – делительный диаметр шестерни, d₁ = 45 мм

d_a1 – диаметр выступов шестерни, d_a1 = 50 мм

m - модуль зубчатой передачи, m = 2,5

b - ширина колеса, b = 88 мм

b₁ = b + 5

b₁=88+5=93 мм

 

l_шп = l – (5…10), мм (5.17)

где l_шп – длина шпонки, мм [1,с.476]

l – длина шпонки табличная, мм [1,с.476]; l=18мм

l_шп = 18 – 6=12 мм

Выбираем l_шп = 12 мм.

 

5.3. Подбор стандартных деталей и узлов.

Рис. 5.1. крышка глухая,

Рис, 5.2. крышка сквозная,

Рис. 5.3. Пробка отдушина,

Рис. 5.4. Резиновая армированная манжета для валов,

Рис. 5.5. Подшипники шариковые радиальные однорядные,

Рис. 5.6. Пробка сливная с конической резьбой.

Рис. 5.7. Пробка отдушина,

Рис. 5.8. Цилиндрическое колесо,

Рис.5.9. Вал входной,

Рис.5.10. Вал выходной.

5.4. Конструирование колеса.

d_f2 = 348,75 мм

d₂ = 355 мм

d_а2 = 360 мм

b = 88 мм

m = 2,5 мм

 

l_ст = (1…1,5)*d_к, (5.18)

где l_ст - длина ступицы, мм

d_к – диаметр вала под колесо, d_к =70мм

l_ст = 1,5*70=105 мм

 

d_ст = 1,5*d_к+10, (5.19)

где d_ст - диаметр ступицы, мм

d_ст = 1,5*70+10 = 115 мм

S=2,5m+2, (5.20)

S = 2,5*2,5+2=8,25 мм

 

с= (0,34…0,4)*b, (5.21)

с=0,4*88=35,2 мм

5.5. Конструирование крышек.

Таблица 1

D	50…62	63…95	100…145	150…220
δ
d
z

 

D - наружный диаметр подшипника,

δ -толщина,

d – диаметр болта для крепления крышки подшипника к редуктору,

z - число болтов.

Конструирование глухой крышки.

D –наружный диаметр подшипника, [1,с.167]

d_п=35 мм; D =72 мм

δ – толщина крышки, [1,с.167], δ=6 мм

d – диаметр болта для крепления крышки подшипника к корпусу редуктора, [1,с.167], d = 8 мм

z – число болтов, [1,с.167], z = 4

 

d₁ = d+1, (5.22)

где d₁ - диаметр отверстия под болт, мм

d₁ = 8+1=9 мм

 

D₁ = D+ (2…2,2)*d₁, (5.23)

D₁ =72+2*9=90 мм

 

D₂ = D + (4…4,4)*d₁, (5.24)

где D₂ – диаметр фланца крышки, мм

D₂ = 72+4*9=108 мм

 

δ₁ = 1,2 δ, (5.25)

где δ₁ – толщина фланца крышки, мм

δ₁ =1,2*6=7,2 мм

Конструирования сквозной крышки.

Вал-шестерня входной

d_м=32 мм, h_м=10 мм, D=72 мм

d₂=d_м + 4, (5.26)

d₂ = 32+4=36 мм

 

δ₂ = 5…7 мм

 

 

8. Расчет и подбор шпонок.

Назначение шпонок

Шпоночные соединения служат для закрепления деталей на осях и валах. Такими деталями являются шкивы, зубчатые колеса, муфты, маховики, кулачки, и.т.д.

Соединения нагружаются в основном вращающим моментом.

8.1 Проверочный расчет шпонок по напряжению смятия

[ ]- допускаемое напряжение на смятие

[ ]=80…150 МПа (3,с.90)

(8.1)

T- крутящий момент

d_в – диаметр вала

-расчетная длина шпонки

l- длина шпонки

h-высота шпонки

8.2 Проверочный расчет на напряжение среза

, (8.2)

b- ширина шпонки

[3,c 90]

Условие выполняется, значит шпонки работоспособны.

 

6. Обоснование выбора смазочных материалов и порядка смазки и подшипников.

6.1. Назначение смазки.

Смазка позволяет уменьшить потери мощности на трение, снизить интенсивность износа трущихся поверхностей, предохранить их от перегревания, задиров, коррозии, а также их охлаждения.

6.2. Кинематическая вязкость смазки для зубчатой передачи с v и σ_Н = 500,12 МПа равна 55*10^-6 м²/с

Принимаем масло Солидол С

6.3. Определяем объем заливаемого масла.

Объем масла определяется по формуле:

V=(0,5…0,7)Р₁ (6.1)

Где Р₁ – мощность на входном валу редуктора, кВт

Р₁=1,41 кВт

V=0,5*1,41=0,705 л

Это минимальное количество масла, заливаемого в редуктор.

6.4. Определяем уровень масла.

h=27 мм

6.5. Определяем объем масла

V=l* b*h (6.2)

Где l – внутренняя длина стенки редуктора

b- ширина стенки редуктора

V=5.04*1.3*0.27=1.77 л

Принимаем уровень масла h=27 мм