Министерство образования и науки,

молодежи и спорта Украины

Сумский государственный университет

Кафедра сопротивления материалов и машиноведения

Привод ленточного конвейера

Пояснительная записка к курсовому проекту

по деталям машин и ПТМ

ПЛК 13. 70.00.00 ПЗ

Студент Москаленко О.О.

Группа ТМ-01

Проверил Стрелец В.В.

2013 Г.

Содержание 1Техническое задание на проектирование. 3

2 Кинематический расчет привода. 3

3.Расчет зубчатых колес редуктор 6

4.Рассчет клиноременной передачи. 10

5.Предваритеьный расчёт валов редуктора 12 6. Определение конс………………………………11 7. Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи с прямыми зубам…12 8.Расчет шпоночных соединений…………………………………………..15 9.Проверка долговечности подшипников на тихоходном валу (эпюры изгибающих и вращающего моментов строятся только для выходного вала редуктора)………………………………………………………………………16 10.Проверка долговечности подшипников на ведомом валу………………19 11.Уточненный расчет одного сечения выходного вала редуктора……21 12. Выбор сорта масла

13. Сборка редуктора…………………………….……………………………..22 14.Список литературы…………………………………………………………24

1 Техническое задание на проектирование

Спроектировать привод ленточного конвейера :

Дано:D=0.3м ; F= 8кН ; V=1м/с 2. Кинематический расчет привода 1. Определяем КПД привода : 2. Определяем момент на валу барабана: 3. Определяем мощность электродвигателя :Выбираем электродвигатель (по ГОСТ 19523-81)- асинхронный серии А4 132М6, закрытый обдуваемый 4 Определяем угловую скорость барабана : 5.Определяем частоту вращения барабана : 6.Определям передаточное число привода: - передаточное число открытой зубчатой передачи 7. Определяем основные параметры валов : Вал 1

Вал 2 Вал 3Вал 4

	Частота вращения , (об/мин)	Угловая скорость, (рад/с)	Мощность, (кВт)	Момент вращения , ()	Передаточное число, U
Вал 1	973	101,8	8,96	88,015	1
Вал 2	973	101,8	8,8	86,44		5
Вал 3	194,6	20,36	8,38	411,59			3,05
Вал 4	63,76	6,67	7,98	1196,4

3.Расчет зубчатых колес редуктор 1. Принимаем для шестеренки сталь 40Х улучшиную с твердостью НВ 270; для колеса сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 245 допускаемые контактные напряжения : 2. Определяем величины делителительный диаметр колеса: По ГОСТ 1289-76 принимаем ближайшое стандартный размер 400 мм 3. Принимаем число зубьев шестерни Число зубьев колеса Тогда : Отклонения от заданного : 4. Внешний окружный модуль:Уточняем значение :

5. Углы внешних делительных конусов : 6. Внешнее конусное расстояние :7. Определяем длину зуба :Принимаемb= 58 мм 8. Опредиляем делителительный диаметр шестерни: 9. Средний делительный диаметр шестерни10. Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершине зубьев):11. Средний окружный модуль 12. Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру 13. Средняя окружная скорость колеса:14. Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:Приконсольном расположении колес и твердости НВ< 350коєффициент, учитывается распределением нагрузки по длине зуба . Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямими зубьями, Коэффициент, учитывающий динамическую загрузку в зацеплении, для прямозубих колес прим/с ,Таким образом :15. Проверяем контактне напряжения по формуле:Силы в зацеплении: окружнаярадиальная для шестерни , равная осевой для колеса , 17. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба . Коэффициент нагрузки.При , консольное расположение колес, валах на роликовых подшипниках и твердости НВзначениеПри твердости НВ, скорости= и 7-й степени точности . Итак,.-коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентныхчисел зубьев:

При этом и.Допускаемые напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба . Для стали 40Х улучшенной при твердости НВ,Для шестерниДля колесаКоэффициент запаса прочности . для поковок и штамповок=1. Таким образом ,Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость: для шестернидля колеса. Для шестерни отношение; для колесаДальнейший расчет ведем для зубьев колеса , так как полученое отношение для него меньше. Проверяем зуб колеса:

Величина	Буквенное значение и размерность	Численное значение
Делителительный диаметр колеса	, мм	400
Число зубьев шестерни		25
Число зубьев колеса		125
Передаточное число		5
Внешний окружный модуль	, мм	3,2
Углы внешних делительных конусов		101’
		79 9’
Внешнее конусное растояние	, мм	204
Длина зуба	, мм	58
Делительный диаметр шестерни	, мм	86,28
Средний делительный диаметр шестерни	, мм	60.86
Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершине зубьев)	, мм	86,28
	, мм	401.13
Средний окружной модуль	, мм	2,43
Средняя окружная скорость колеса	V ,м/с	3.1
Силы в зацеплении	, H	2840
Радиальная сила для шестерни и осевая сила для колеса	, Н	182
Осевая сила для шестерни и радиальная для колеса	, Н	179
Коэффициент формы зуба шестерни		3.90
Коэффициент формы зуба колеса		3.6
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость для шестерни	, МПа	280
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость для колеса	, МПа	250
Нагрузка на выносливость зубьев при изгибе	, МПа	105

4. Расчет клиноременной передачи

Исходные даные для расчета = 8,38кВт;n = 95 об/мин частота вращения ведущего шкива. Передаточное число u = 3.05 скльжение ремня = 0.015

Вращающий момент

Т= == 411, 59Нм

Диаметр меньшего шкива

Диаметр шкива для ремня сечения Б недолжен быть меньше 125 мм

Согласно табл 78 Чернавский

Диаметр ведомого шкива

) = 3.05224

Принимаем мм

Уточняем передаточное отношение

= = 3.22

При этом угловая скорость будет

= = 6,32 рад/с

Расхождение с тем, что было получено при первоначальном расчете 5,2 что допустимо следовательно окончательно принимаем диаметры шкивов

Межосевое расстояние следует принимать в интервале

(++= 0,55 (224+ 710)+ 10.5 = 524 мм

(+= 934 мм

Где = 10,5 высота сечения ремня

Принимаем близкое значение

Расчетная длина ремня

L = 2+ 0,5(++= 2= 3332 мм.

Ближайшое значение L = 3550 мм

Уточняем значение межосевого расстояния с учетом стандартной длины ремняL

= 0.25 ((L- W) + ), гдеW = 0.5Y = =23,6

= 1013 мм;

При монтеже передачи необходимо обеспечить возможно уменьшения межосевого растояния на 0.01 L= 0.013550 =36 мм, для обеспечения надевания ремней на шкивы и возможность увеличить его на 0.025L = 89 мм для увеличения натяжения ремней.

Угол обхвата меньшего шкива

= 180- 57= 153

Коэффициент работы учитывающий условия эксплуатации передачи по( табл 7.10 Чернавский) для привода к ленточному конвееру при односменной работе = 1,0.

Коэффициент учитывающий влияние длины ремня (по табл. 7.9) для ремня Б при длине L = 3550 мм = 0,98

Коэффициент учитывающий влияние угла обхвата при = 153,= 0,93

Коэффициент учитывающий число ремней в передаче будет от 4 до 6 примем = 0,90

Число ремней в передаче

Z = == 3

Принимаем 3

Натяжение ветви клинового ремня

= +гдеV = 0,5= 2,28 м/с

коэфициент учитывающий влияние центробежных сил

Тогда == 108,8 Н

Давления на валы

= 2= 4393 H

Ширина шкивов = (z-1) e +2f = 85 мм

5.Предварительный расчет валов редуктора. Крутящий момент в поперечных сечениях ведомого вала: Где: Нмм – крутячий момент на ведомом валу; – допускаемое напряжение на ведомом валу. Принимаем диаметр под подшипникплд зубчатое колесо Эскиз вала

Крутящий момент в поперечных сечениях ведущего вала: Где: Нмм – крутячий момент на вед омом валу; – допускаемое напряжение на ведомом валу. Чтобы ведущий вал редуктора можно было соединить с помощью МУВП с валом электродвигателя принимаем диаметр под подшипникпод шестерню

Эскиз ведущего вала

6.Определение конструктивных размеров деталей Конструктивные размеры колеса: Его размеры: Диаметр ступицы :. Длина ступицы: принимаем Толщина обода: принимаем Толщина дискапринимаем , принемаем=60 мм. 7. Конструктивные размеры корпуса редуктора Толщина стенок корпуса и крышки:

;

принимаем ;

;

принимаем .

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

;

;

нижнего пояса корпуса:

; принимаем .

Диаметр болтов:

а) фундаментных;

принимаем болты с резьбой М24 как наиболее распространенные.

б) крепящих крышку к корпусу у подшипников

;

принимаем болты с резьбой М16.

в) соединяющих крышку с корпусом

;

принимаем болты с резьбой М12.

8. Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи с прямыми зубами. Определяем число зубьев. Для шестерни принимаем =25,тогда дляДля шестерни выбираем материал 40Х, термообработка –улучшенная , твердость НВ 290. Для колеса выбираем материал 40Х, термообработка –улучшенная, твердость 260 НВ. Допускаемые напряжения изгибающей прочности:где, , для шестерни=1,08290 = 313,2 МПа , для колесаКоэффициент безопасности=1,75=1Допускаемые напряжения для шестерни:Допускаемые напряжения для колеса:. Расчет следует вести для того зубчатого колеса для которого отношение меньше . Где, коэффициент учитывающий форму зуба (по ГОСТ 21354-75) =3,9=3,6 Для шестерни отношение:Для колеса отношение:Так какдальнейший расчет ведем для колеса. Определяем модуль передачи:=1,05 - коэффициент напряжения распределенной нагрузки;- коэффициент для семетричного расположения колес;=14 – модульный коэффициент;принимаем . Определяем диаметры зубчатых колес: Определяем длину зубьев:Рассчитываем силу действующую в зацепление:Рассчитываем радиальную нагрузку:Прверка зубьев на прочность: Где:

Название параметра	Обозначения параметра	Размерность параметра	Значение параметра
Число зубьев шестерни			25
Число зубьев колеса			76
Модуль		мм	4
Делительный диаметр шестерни		мм	100
Делительный диаметр колеса		мм	304
Диаметр вершины зубьев шестерни		мм	105
Диаметр вершины зубьев колеса		мм	310
Диаметр западин шестерни		мм	90
Диаметр западин колеса		мм	295
Длина зубьев шестерни		мм	45
Длина зубьев колеса		мм	40

9. Расчет шпоночных соединений Для вала b x h = 18 x 11 мм =7 мм;ПринимаемДля вала b x h = 14 x 9 мм =5,5 мм;ПринимаемДля валаb x h = 12 x 8 мм =5 мм;Принимаем

10.Расчет подшипников на долговечность и построение эпюр