Кинематический и силовой расчет привода.
1.1. Определяем мощность на валу конвейера.
Pk = Ft ∙ V, (1.1)
где Pk – мощность на валу конвейера, кВт
Ft – натяжение ленты, кН
V – скорость ленты, м/с
Pk = 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
Рдв=1,5 кВт
dдв=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=Рдв, (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=nдв, (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)
Рi – мощность на каждом валу конвейера, кВт
ni – частота вращения на каждом валу конвейера, мин-1
1.11.Определяем диаметр валов привода.
d1=dдв, (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
iр.п=4,08
2.1 Выбираем сечение ремня [3,с.289]
Сечение ремня 0: h=6 мм
b0=10 мм
bp=8,5 мм
lp min=400 мм
lp max=3150 мм
dp 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*iрп, (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)
Fv = ρ*A*V2, (2.9)
где Fv – 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
Fv = 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
Fr дин = Fr стат – 2Fv*z (2.13)
Fr дин = 685,8-2*0,99*3=679,86 Н
2.14 Определяем ресурс наработки ремня.
Т=Тср*k1*k2 , (2.14)
где Тср – средний режим нагрузки, [3,с.291], Тср = 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.
Тк=k*Т3, (3.1)
где k – коэффициент запаса, [4,с.349], k=1,1…1,3
Tk=1,1*601,65=661,815 (Н*м)
Выбираем муфту так, чтобы Тм>Тк.
3.2 Муфта упругая втулочно-пальцевая ГОСТ 21425-93. Номинальный крутящий момент Тм=710 Н*м.
d3=52 мм
d4=52 мм
ze=8
3.3 Выполняем проверочный расчет муфты на смятие резиновых втулок
, (3.2)
где Тк- 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)
dп=18мм, [4,c.424]
lвт=36мм, [4,c.424]
D=190 мм, [4,c.422]
[σсм]=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.
[σи]=0,5*σт, (3.5)
где σт – предел текучести, [σт]=200 МПа, [4,с.424]
[σи]=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:
Ft=2,8 натяжение ленты, кН;
Dб=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.
.
dст=1,5d+10, (2.16)
где dст – диаметр ступицы, мм
dст=1,5*28+10=52 мм.
de=dp+2b, (2.17)
где de – внешний диаметр шкива, мм
b- 2,5 мм, [1,c.319]
de=112+5=117 мм
2.16. Конструирование ведомого шкива
(2.15)
где - длина ступицы, мм
d – диаметр вала, мм
d=d2=26 мм.
.
dст=1,5d+10, (2.16)
где dст – диаметр ступицы, мм
dст=1,5*26+10=49 мм.
de=dp+2b, (2.17)
где de – внешний диаметр шкива, мм
b- 2,5 мм, [1,c.319]
de=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 σВ1=850 МПа
Предел текучести σТ1=550 МПа
Твердость по шкале Бриннеля НВ1=250 [3,с.170,табл.8.7.]
Колесо – сталь 40Х
Термообработка: улучшение
Предел прочности σВ2=850 МПа
Предел текучести σТ2=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
mст =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 di – 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 dia – диаметр выступов шестерни (колеса)
в) Определение диаметров впадин шестерни и колеса:
, (4.14)
dif – 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
КН – коэффициент расчетной нагрузки
- диаметр начальной окружности шестерни.
Так как колеса нарезаны без смещения инструмента (Х=0), то 
– угол зацепления ( =20°, 
- ширина колеса.
КН = КНβ*КНV, (4.16)
КНV – коэффициент динамической нагрузки
КНβ – коэффициент концентрации нагрузки
, (4.17)
Степень точности принимаем равной 9 [3,с.125,табл.8.2]
Тогда КHV = 1,06
КН = 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 YF1 и колеса YF2. Расчет выполняю по тому из колес, у которого меньше соотношение:
. [3,с.140,рис.8.20]
.
. YF =4,25
KF = KFβ*KFV, (4.19)
где KF – коэффициент расчетной нагрузки,
KFβ – коэффициент концентрации нагрузки, [3,с.136,рис.8.15], KFβ=1,17
KFV – коэффициент динамической нагрузки, [3,с.138,табл.8.3], KFV=1,11
KF = 1,17*1,11=1,29
Ft = 2T1/d1 (4.20)
Ft =2*76.4*103/45=3395,6 Н
4.10. Определение сил в зацеплении
а) Нормальная сила
, (4.21)
Н
б) Радиальная сила
Fr = Ft*tgαw, (4.22)
Fr = 3395,6*0,3639=1235,66 Н
в) Окружная сила
Ft = 2T1/d1
Ft =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.
dшт = (0,7...0,8) * d, [мм]. (5.8)
dшт = 0,8 * 12 = 9,6 [мм]
Принимаем диаметр болтов по ГОСТ 7796-70: dшт = 10 [мм],
[1,стр.480]
5.2. Конструирование валов.
5.2.1. Вал выходной.
d3=52 [мм],
dм = d3 + (5…7), (5.9)
где dм – диаметр вала под армированную резиновую манжету, мм [1,с.473]
d3 – диаметр выходного вала, мм
dм=52+6=58 мм
Принимаем диаметр вала под резиновую армированную манжету по ГОСТ 8752-79: dм=58 мм.
dп = dм + (5…7), (5.10)
где dп – диаметр вала под подшипник, мм [1,с.459]
dп = 58+7=65 мм
Принимаем диаметр вала под подшипник шариковый радиальный однорядный по ГОСТ 8338-75: dп = 65 [мм],
dк =dп + (5…7), (5.11)
где dк – диаметр вала под колесо, мм
dк =65+ 5=70 мм
dб = dк + (5…7), (5.12)
где dб – диаметр вала под буртик, мм
dб = 70+ 5=75 мм
lшп = l – (5…10), мм (5.13)
где lшп – длина шпонки, мм [1,с.476]
l – длина шпонки табличная, мм [1,с.476]; l=45 мм
lшп = 45 – 5=40 мм
Выбираем lшп = 40 мм. [2,стр.459]
5.2.2. Вал-шестерня входной.
d 2 = 26[мм],
dм = d2 + (5…7), (5.14)
где dм – диаметр вала под манжету, мм [1,с.473]
d2 – диаметр выходного вала, мм
dм=26+6=32 мм
Принимаем dм=32 мм.
dп = dм + (5…7), (5.15)
где dп – диаметр вала под подшипник, мм [1,с.459]
dп = 32+3=35 мм
Принимаем dп=35 мм.
dб = dп + (5…7), (5.16)
где dб – диаметр буртика, мм
dб = 35+5=40 мм
df1 – диаметр впадины шестерни, df1 = 38,75 мм
d1 – делительный диаметр шестерни, d1 = 45 мм
da1 – диаметр выступов шестерни, da1 = 50 мм
m - модуль зубчатой передачи, m = 2,5
b - ширина колеса, b = 88 мм
b1 = b + 5
b1=88+5=93 мм
lшп = l – (5…10), мм (5.17)
где lшп – длина шпонки, мм [1,с.476]
l – длина шпонки табличная, мм [1,с.476]; l=18мм
lшп = 18 – 6=12 мм
Выбираем lшп = 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.
df2 = 348,75 мм
d2 = 355 мм
dа2 = 360 мм
b = 88 мм
m = 2,5 мм
lст = (1…1,5)*dк, (5.18)
где lст - длина ступицы, мм
dк – диаметр вала под колесо, dк =70мм
lст = 1,5*70=105 мм
dст = 1,5*dк+10, (5.19)
где dст - диаметр ступицы, мм
dст = 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]
dп=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
dм=32 мм, hм=10 мм, D=72 мм
d2=dм + 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
dв – 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 σН = 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
