Этап: Определение нагрузки на валы редуктора
Курсовой проект
по дисциплине Техническая механика:
«РАСЧЁТ ПРИВОДА ЛЕНТОЧНОГО ТРАНСПОРТЁРА»
Вариант 17.
(шаг +3)
Выполнил: студент группы ЭС-21 Шаранов Г.А.
Проверил: преподаватель Кайгородцев А. В.
Киров
Задание:
Для механического привода ленточного транспортера выполнить кинематический и силовой расчеты, подобрать электродвигатель, определить нагрузки на валы цилиндрического прямозубого редуктора и выполнить проектный и проверочный расчеты этих валов.
Исходные данные:
Рабочая сила на ленте: Fp=9,2 кН
Скорость ленты: Vp=0,9 м/с
Диаметр барабана: Dб=500 мм
Редуктор цилиндрический вертикальный
Материал валов и зубчатого колеса - сталь 35ХМ
Угол наклона линии центровки к горизонту штифтов и звездочки
=0º и =60º
Механические характеристики:
В=800 МПа, Т =650 МПа, =110 МПа
Номинальная долговечность подшипников Lh=12000 ч
Схема привода ленточного транспортера.
Вид редуктора:
 |
– угол наклона линии центров шкивов к горизонту;
– угол наклона линии центров звездочек к горизонту.
этап: Кинематический и силовой расчет привода
1. Общий КПД привода.
общ.= 1 2 3 п3
1=0,96 – клиноременная передача;
2=0,975 – прямозубый цилиндрический редуктор;
3=0,92 – открытая цепная передача;
п=0,993 – одна пара подшипников.
общ.=0,96*0,975*0,92*0,9933=0,843
2. Мощность на барабане.
Pp=Fp*Vp=9,2*0,9=8,28 кВт
3. Требуемая мощность электродвигателя.
4. Общее передаточное число.
5. Рабочая скорость барабана.
6. Диапазон возможных скоростей электродвигателя.
7. Выбор электродвигателя.
Двигатель 4А160S6: S=2,7%, Pдв.=11 кВт, nS=1000 мин-1
8. Фактическое общее передаточное число.
9. Распределение общего передаточного числа между ступенями привода.
Примем U2=2,5 и U3=3, тогда
Примем U1=3,8 , тогда
10. Определение моментов на валах и скоростей их вращения.
1 вал:
2 вал:
3 вал:
4 вал:
11. Проверка вычислений.
этап: Определение нагрузки на валы редуктора.
1. Нагрузка от клиноременной передачи.
Диаметр ведущего шкива D1:
Примем по ГОСТу D1=180 мм
Для ведомого шкива диаметр его можно принять нестандартным, чтобы не корректировать кинематический расчет привода. 
Окружное усилие клиноременной передачи:
Усилие ременной передачи, передаваемое на вал:
Примем Fn=3,2 кН
2. Нагрузка от прямозубой цилиндрической передачи.
Ориентировочное значение диаметра шестерни:
Примем d1=75 мм – делительный диаметр шестерни
- делительный диаметр зубчатого колеса
- окружное усилие на зубчатом колесе
- радиальное усилие на зубчатом колесе
m=2.5мм
z1=30 мм
z2=75 мм
3. Нагрузка на цепной передаче.
Число зубьев:
- усилие цепной передачи, передаваемое на вал
Диаметр ведущей звездочки:
- где P-стандартный шаг зацепления Р=50,8
- окружное усилие цепной передачи
Fo – натяжение цепи, вызванное ее собственным весом.
Примем Fn=4,6 кН
этап: Конструирование и расчет валов привода
Данные расчета:
Ведущий вал.
Делительные диаметры шестерни и колеса:
Межосевое расстояние:
Ширина венца зубчатого колеса:
- для прямозубой цилиндрической передачи при симметричном расположении колес коэффициент ширины венца а= 0,5.
Ширина венца шестерни выполняется на 2-4 мм больше колеса, для обеспечения перекрытия зубьев по их длине, для лучшей прирабатываемости.
Диаметр вала под ведомый шкив клиноременной передачи:
- допускаемое касательное напряжение, заниженное для учета изгиба хвостовика.
Так как шпоночная канавка под шкив ослабляет сечение вала, его диаметр увеличивают на 5…8%.
Примем с учетом стандарта dx=47 мм
Диаметры остальных участков вала принимаем с последовательным их увеличением.
dу=52 мм – диаметр вала под уплотнение
dП=55 мм – диаметр вала под подшипник качения
dШ=60 мм – диаметр вала под шестерню
С учетом диаметра подшипника dП выбираем по стандарту радиальный одномерный несамоустанавливающийся подшипник легкой серии 211.
Параметры подшипника:
внутренний диаметр d=55 мм
наружный диаметр D=100 мм
ширина В=21 мм
динамическая грузоподъемность Cp=43,6 кН
Длина отдельных участков вала назначаются с учетом рекомендаций
Для построения эпюр моментов произведем необходимые расчеты.
Вертикальная плоскость YOZ:
Горизонтальная плоскостьXOZ:
Крутящий момент на ведущем валу на участке от т.О до т.К равен Т1.
По полученным величинам и строятся эпюры моментов МZ, МX, МY. По ординатам эпюр МХ и МY строится суммарная эпюра изгибающих моментов МИ: 
По полученным эпюрам моментов определяем положение опасных сечений вала – это точки A и B.
Проверка статической прочности вала.
Сечение А:
Сечение К:
Момент сопротивления сечения ослабляется шпоночной канавкой.
Таким образом, статистическая прочность в опасных сечениях обеспечивается
Проверка крутильной жесткости:
2. Ведомый вал:
Диаметр вала под ведущую звездочку цепной передачи:
С учетом шпонки под ведущую звездочку:
Примем с учетом стандарта dx=65 мм
Диаметры остальных участков вала принимаем с последовательным их увеличением.
dу=70 мм – диаметр вала под уплотнение
dП=75 мм – диаметр вала под подшипник качения
dШ=80 мм – диаметр вала под зубчатое колесо
dБ =85 мм – диаметр буртика для упора колеса
С учетом диаметра подшипника dП выбираем по стандарту радиальный одномерный несамоустанавливающийся подшипник легкой серии 215.
Параметры подшипника:
внутренний диаметр d=75 мм
наружный диаметр D=130 мм
ширина В=25 мм
динамическая грузоподъемность Cp=66,3 кН
Длина отдельных участков вала назначаются с учетом рекомендаций
Для построения эпюр моментов произведем необходимые расчеты.
Вертикальная плоскость YOZ:
Горизонтальная плоскость XOZ:
Крутильный момент на ведомом валу на участке от т.О до т.К равен моменту Т2 
По полученным эпюрам моментов определяем положение опасных сечений вала – это точки A и B.
Проверка статической прочности вала.
Сечение B:
Сечение К:
Момент сопротивления сечения ослабляется шпоночной канавкой
Размеры паза под шпонку: b=18 мм; t1=7 мм – часть, врезающаяся в вал
Проверка крутильной жесткости:
