Проектирование привода роликового транспортера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Создание машин, отвечающих потребностям народного хозяйства и промышленности, должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие технико - экономические и эксплуатационные показатели.

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность.

Транспортирующие машины являются неотъемлемой частью производственного процесса современного предприятия. По принципу действия подъемно-транспортные машины разделяют на две самостоятельные конструктивные группы: машины периодического и непрерывного действия. К первым относятся грузоподъемные краны всех типов, лифты, средства напольного транспорта (тележки, погрузчики, тягачи), подвесные рельсовые и канатные дороги (периодического действия), скреперы и другие подобные машины, а ко вторым (их также называют машинами непрерывного транспорта и транспортирующими машинами) - конвейеры различных типов, устройства пневматического и гидравлического транспорта и подобные им транспортирующие машины.

Машины непрерывного действия характеризуются непрерывным перемещением насыпных или штучных грузов по заданной трассе без остановок для загрузки или разгрузки. Благодаря этому машины непрерывного действия имеют высокую производительность, что очень важно для современных предприятий с большими грузопотоками.

Вместе с тем, при эксплуатации транспортирующих машин непрерывного действия, отдельные вспомогательные операции (в основном загрузка) выполняются вручную или с применением малоэффективных универсальных загрузочных устройств. Поэтому часто производительность конвейерной линии ограничена производительностью устройств загрузки/выгрузки.

Таким образом, существует потребность во внедрении специализированного рольганга, позволяющего автоматически подавать отливки в рабочую зону металлорежущего оборудования.

Содержание

Введение

1. Техническое задание

2. Техническое предложение

2.1 Назначение узлов и проектируемого привода в целом

2.2 Выбор компоновки привода

2.3 Выбор электродвигателя

2.4 Кинематический расчет

2.5 Выбор материалов для изготовления червячной передачи

2.6 Расчет червячной передачи

2.7 Расчет на прочность

2.8 КПД передачи

2.9 Определение сил, действующих при работе передачи

2.10 Тепловой расчет

2.11 Расчет клиноременной передачи

3. Эскизный проект

3.1 Определение диаметров валов и предварительный выбор подшипников

3.2 Выбор способов соединений валов с установленными на них деталями и расчет этих соединений

3.3 Эскизная компоновка редуктора

3.4 Расчет валов привода на прочность

3.5 Расчет подшипников для валов привода

3.6 Расчет предохранительной муфты

3.7 Определение размеров элементов корпуса, крышек и других деталей

3.8 Выбор смазки

3.9 Конструирование рамы

3.10 Монтаж привода

Заключение

Библиографический список

Приложения

1. Техническое задание

Необходимо сконструировать привод роликового транспортера, имеющий минимальный и состоящий из: электродвигателя, ременной передачи, редуктора, фрикционной муфты и барабана. Тип графика нагрузки III. Тяговое усилие на барабане (Ft) равно 6000Н, скорость движения груза (V) равна 1,2 м/с, диаметр барабана (D) равен 250 мм, длина барабана (B) равно 300 мм , срок службы привода 6 лет, работа в 2 смены.

2. Техническое предложение

2.1 Назначение узлов и проектируемого привода в целом

Электродвигатель - устройство, преобразующее электрическую энергию в механическую, создавая вращающий момент.

Редуктор предназначается для понижения угловой скорости и увеличения крутящего момента.

Муфта фрикционная конусная служит для соединения тихоходного вала редуктора с валом барабана, ограничивает передаваемый момент и предохраняет части машин от поломок при перегрузках, превышающих расчётные.

Исполнительным механизмом является приводной барабан.

Роликовый транспортер - это конвейер, предназначенный для транспортировки штучных грузов и товаров с плоской, ребристой или цилиндрической поверхностью в горизонтальном направлении и под некоторым углом.

Привод конвейера (приводная станция) состоит из электродвигателя, редуктора, барабана и соединительных муфт, также может использоваться мотор - барабан.

Рольганг имеет такие основные элементы как станину или эстакаду, на которую с обеих сторон крепятся направляющие. В направляющие вставляются роликовые валы. Валы относительно друг друга неподвижны и лишь вращаются благодаря наличию подшипников. Расстояние между роликами рольгангов в зависимости от конкретного типа может быть различным. Рольганги могут комплектоваться бортами для предотвращения падения грузов.

2.2 Выбор компоновки привода

Целью разработки технического предложения является определение кинематической схемы будущего привода, соответствующего техническому заданию.

Зная параметры выходного звена привода, и учитывая требования, предъявляемые к нему, рассчитаем предварительные размеры возможных компоновок привода при помощи ЭВМ. Для составления компоновок использовали: червячный горизонтальный редуктор; червячный горизонтальный с клиноременной передачей; коническо - цилиндрический горизонтальный (2-х ст.) редуктор; планетарный редуктор. Полученные результаты включают в себя: габаритные размеры основных узлов привода, кинематические характеристики и подбор электродвигателя (приложения 1 - 4).

Анализируя полученные схемы компоновок с учетом требования по минимальному шуму привода, примем для дальнейшего расчета компоновку приложения 1, состоящую из электродвигателя АИР 132М2 , червячного горизонтального редуктора.

2.3 Выбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения.

Потребляемую мощность (кВт) привода (мощность на выходе) определяют по формуле:

(1)

Тогда требуемая мощность электродвигателя:

где зобщ = з1 з2 з3 ...

Здесь з1, з2, з3 ... - КПД отдельных звеньев кинематической цепи, ориентировочные значения которых принимают с учетом потерь в подшипниках.

Общий КПД привода

где зч - КПД червячной передачи; зрем - КПД ременной передачи; зм - КПД соединительной муфты; зоп - КПД опор приводного вала.

зч = 0,9; зрем = 0,96; зм = 0,98; зоп = 0,99;

Тогда зобщ = 0,9*0,962*0,98*0,99=0,8;

Требуемая мощность электродвигателя

Частота вращения приводного вала:

Требуемую частоту вращения вала электродвигателя вычислим, подставляя в формулу для nэ.тр средние значения передаточных чисел из рекомендуемого диапазона для присутствующих передач.

nэ.тр = nбар *uч*uр = 91,7*21*1,5 =2888,55 мин-1;

где uч - передаточное число передачи одноступенчатого червячного редуктора;

uр - передаточное число ременной передачи.

Выбираем электродвигатель АИР132М2 с характеристиками: Р=11 кВт; n=2910 мин-1

Отношение максимального вращающего момента к номинальному Tmax/T = 2,2.

Электродвигатель

2.4 Кинематический расчет

В соответствии с выбранной компоновкой привода принимаем:

После определения передаточных чисел ступеней редуктора (коробки передач) вычисляют частоты вращения и вращающие моменты на валах передачи.



Вращающий момент на приводном валу:

Момент на валу колеса передачи:

Вращающий момент на червяке передачи:

Момент на двигателе:

2.5 Выбор материалов для изготовления червячной передачи

Для червяка применяют те же марки сталей, что и для зубчатых колес. С целью получения высоких качественных показателей передачи применяют закалку до твердости ?45HRCэ, шлифование и полирование витков червяка. Наиболее технологичными являются эвольвентные червяки (ZI), поэтому выбираем этот тип червяка.

Термообработку - улучшение с твердостью ?350 HB применяют для передач малой мощности (до 1 кВт) и непродолжительной работы. [1, стр.30]

Для силовых передач следует применять эвольвентные и нелинейчатые червяки.

Выбран эвольвентный тип.

Червяк.

Материал - Сталь 20Х. Назначаем обработку червяка - цементация.

Твердость зубьев: в сердцевине до 302 HB, на поверхности до 50 HRCэ.

Предельное напряжение уT = 750 МПа.

Червячное колесо.

Материалы зубчатых венцов червячных колес по мере убывания антизадирных и антифрикционных свойств и рекомендуемым для применения скоростям скольжения можно условно свести к трем группам:

Группа I - оловянные бронзы; применяют при скорости скольжения Vск > 5 м/с.

Группа II - безоловянные бронзы и латуни; применяют при скорости скольжения Vск 2 - 5 м/с.

Группа III - мягкие серые чугуны; применяют при скорости скольжения Vск < 2 м/с и в ручных приводах.

Так как выбор материала для колеса связан со скоростью скольжения, то предварительно определяют ожидаемое ее значение, м/с:

Т.к. скорость скольжения больше 5 м/с, то выбираем материал зубчатого венца червячного колеса БрО10Н1Ф1, способ отливки - центробежный;

- коэффициент, учитывающий интенсивность изнашивания материала колеса. Его принимают в зависимости от скорости скольжения.

2.6 Расчет червячной передачи

Межосевое расстояние:

,

где Ka = 610 для эвольвентных, архимедовых и конволютных червяков; Ka = 530 для нелинейчатых червяков; KHв - коэффициент концентрации нагрузки; при постоянном реиме нагружения KHв = 1; при переменном

 - начальный коэффициент нагрузки, определяется по графику:

Начальный коэффициент K0Hв концентрации нагрузки находят по графику, для этого определяют число витков z1 червяка в зависимости от передаточного числа:

u	свыше 8 до 14	свыше 14 до 30	свыше 30
z1	4	2	1

.

По стандартному ряду уточняем межосевое расстояние:

Число зубьев:

Модуль: m=(1,4…1,7)*

По стандартному ряду: m=6,3

Коэффициент диаметра червяка:

По стандартному ряду:

Коэффициент смещения:



Угол подъема линии витка червяка:

на делительном цилиндре:

на начальном цилиндре:

Фактическое передаточное число:

Червяк:

делительный диаметр:

диаметр вершин витков:

диаметр впадин:

длина нарезанной части червяка при коэффициенте смещения

мм

При положительном червяк должен быть несколько короче. В этом случае размер уменьшают на величину: Тогда Округляем в ближайшую сторону:

Для шлифовального червяка при m<10, увеличиваем на 25 мм.

Колесо:

делительный диаметр:

диаметр вершин зубьев:

диаметр впадин:

наибольший диаметр колеса:

ширина венца:

Размеры других основных конструктивных элементов:

S ? 2m + 0,05b2;

S0 ? 1,5S;

C = (1,2 ... 1,3)S0;

h ? 0,15b2;

t ? 0,8h.

Принимаем следующие значения:

S ? 2•6,3 + 0,05•57 ? 15 мм;

S0 ? 1,5 • 15 ? 23 мм;

C = 1,3 • 22,5 ? 29 мм;

h ? 0,15 • 57 ? 9 мм;

t ? 0,8 • 9 ? 7 мм.

Остальные конструктивные элементы червячных колес следует принимать такими же, как и для цилиндрических зубчатых колес.

Длину lст посадочного отверстия колеса желательно принимать равной или больше b2 зубчатого венца (lст>b2). Принятую длину ступицы согласуют с расчетной и с диаметром посадочного отверстия d :

lст = (1,5…2)d, обычно lст = 1,6d.

Принимаем lст = 1,6d = 1,6 • 55 = 88 мм.

Фаска венца f = 0,5 • m = 0,5 • 6,3 = 3,15 мм;

округленная до стандартного значения: f = 3 мм.

2.7 Расчет на прочность

Допускаемые контактные напряжения

Допускаемое контактное напряжение при числе циклов перемены напряжений, равном 107:

Допускаемые контактные напряжения при числе циклов перемены напряжений Nk:

- коэффициент долговечности;

- эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи;

суммарное число циклов перемены напряжений.

Типовые режимы нагружения:

0Їпостоянный;

IЇтяжелый;

IIЇсредний равновероятный;

IIIЇсредний нормальный;

IVЇлегкий;

VЇособо легкий

, т.к. , то принимаем его равным 1.

=1*0,8*256,5=235,2

Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемые напряжения изгиба вычисляют для материала зубьев червячного колеса:

 - коэффициент долговечности;

- эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи.

Предельные допускаемые напряжения:

Проверочный расчет передачи на прочность

Определяем скорость скольжения в зацеплении:

- окружная скорость на начальном диаметре червяка, м/с;

- начальный угол подъема витка.

По полученному значению уточняем допускаемое напряжение .

где

- коэффициент нагрузки.

Окружная скорость червячного колеса, м/с:

- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления и погрешностями профилей зубьев шестерни и колеса.

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

- коэффициент деформации червяка;

Х =0,5 - коэффициент, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и витков червяка.

205,03?235,2

Проверочный расчет на прочность зубьев червячного колеса при действии пиковой нагрузки

Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки. Кпер=1,75

Проверка на контактную прочность при кратковременном действии пикового момента.

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение не должно превышать допускаемое напряжение

Допускаемое напряжение:

т.е. при действии пикового момента не произойдет хрупкого разрушения поверхностного слоя.

Проверка зубьев червячного колеса на прочность по напряжениям изгиба под действием пикового момента.

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое

Допускаемое напряжение:

т.е. при действии пикового момента не произойдет хрупкого разрушения зубьев.

Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

K=1 - коэффициент нагрузки

=1,48 - коэффициент формы зуба колеса (

2.8 КПД передачи

2.9 Определение сил, действующих при работе передачи

Силы в зацеплении

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:



Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:

Радиальная сила:

2.10 Тепловой расчет

Червячный редуктор в связи с невысоким КПД и большим выделением теплоты проверяют на нагрев.

Мощность на червяке:

Т2 - момент на тихоходном валу;

n2 - частота вращения на тихоходном валу;

з - КПД .

Температура нагрева масла (корпуса) при установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения:

 Їмаксимально допустимая температура нагрева масла;

Кт=15 - коэффициент теплоотдачи;

А=0,53 м2- площадь поверхности охлаждения (выбирается в зависимости от межосевого расстояния;

ш =0,3 - коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора а металлическую плиту или раму.

Температура нагрева масла (корпуса) при охлаждении вентилятором:

- коэффициент при обдуве вентилятором

2.11 Расчет клиноременной передачи

По графику выбираем сечение ремня: В

Схема для расчета ременной передачи

По графику принимаем dр1=125 - диаметр малого шкива и находим номинальную мощность Р04,8 кВт, передаваемую одним ремнем в условиях типовой передачи при б=180°, i=1 спокойной нагрузке, базовой длине ремня.

Рассчитываем геометрические параметры передачи:

dр2 dр1*i=125*1,51=188,75 уточнив по стандарту, принимаем dр2 =200 мм.

Предварительно принимаем:

По стандарту принимаем

Уточняем межосевое расстояние:

Принимаем а=300 мм

Угол обхвата ремнем малого шкива:

Определяем мощность, передаваемую одним ремнем:

- коэффициент угла обхвата

- коэффициент длины ремня

- коэффициент передаточного отношения

- коэффициент режима нагрузки

Число ремней:

Р - мощность на ведущем валу передачи

коэффициент числа ремней

Определяем силу предварительного натяжения одного ремня при:

А=138*10-6 м2- площадь сечения ремня

Сила, действующая на вал:

при в/2=(180-б)/2=(180-165,75)/2=8°30' в статическом состоянии передачи:

Ресурс наработки ремней:

коэффициент режима нагрузки

коэффициент климатических условий

Сечение ремня

b0=17 мм, bp=14 мм, h=11 мм

3. Эскизный проект

3.1 Определение диаметров валов и предварительный выбор подшипников

Вал червяка:

dп - диаметр вала под подшипник;

t - высота буртика.

dбп - диаметр вала под червяк

r - координата фаски подшипника

Быстроходный вал

Вал колеса:

Тихоходный вал

На быстроходный вал предварительно назначаем шарикоподшипник радиальный однорядный особолегкой серии номер 207 и два роликоподшипника радиально - упорных легкой серии номер 7207. На тихоходный вал предварительно назначаем два шарикоподшипника радиально - упорных однорядных легкой серии номер 36212.

3.2 Выбор способов соединений валов с установленными на них деталями и расчет этих соединений

Сечение шпонки выбираем по диаметру вала, длина l назначается на 5ч10 мм меньше длины соответствующей ступени вала L и принимается по ряду длин стандартных шпонок. В обозначении шпонки указываются ее размены: мм.

Для быстроходного вала.

По диаметру dв1=28 мм и длине выходного участка L=46 мм выбираем шпонку .

Проверочный расчет на смятие:

Для выходного вала.

Для выходного участка по диаметру мм и длине выходного участка выбираем шпонку

Проверочный расчет на смятие:

Для ступени под колесо сечение шпонки выбираем по диаметру , а длину - по длине ступицы колеса выбираем

Проверочный расчет на смятие:

3.3 Эскизная компоновка редуктора

Расстояние между деталями передач.

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор а.

Зазор между внутренними поверхностями стенок корпуса и поверхностями вращающихся колес:

L - расстояние между внешними поверхностями деталей передачи.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес или червяка:



Эскизная компоновка редуктора

3.4 Расчет валов привода на прочность

Быстроходный вал.

Диаметр вала:

сила натяжения ремня.

Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и вращающих моментов.

В вертикальной плоскости:

.

Из уравнения (2) находим:

Из уравнения (1):

В горизонтальной плоскости:

Из уравнения (4) находим:

При этом

В плоскости смещения валов:

Отсюда: , тогда .

Максимальные реакции в опорах (наихудший случай нагружения опор):

Тихоходный вал.

Диаметр вала:

Принимаем d=55 мм.



Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и вращающих моментов.

В вертикальной плоскости:

.

Из уравнения (2) находим:

Из уравнения (1):



В горизонтальной плоскости:

Из уравнения (4) находим:

При этом

В плоскости смещения валов:

Отсюда: , тогда

.

Максимальные реакции в опорах (наихудший случай нагружения опор):



Определяем запасы сопротивления усталости в опасных сечениях.

Просчитываем два предполагаемых опасных сечения: Й - Й - сечение под колесом, ослабленное шпоночным пазом, и сечение ЙЙ - ЙЙ рядом с подшипником, ослабленное галтелью. Для первого сечения изгибающий момент:

, где

Вращающий момент: Т=780*103 Н*мм

Напряжение изгиба

Напряжение кручения:

Пределы выносливости:

Определяем коэффициенты концентрации . В сечении Й - Й концентраторами напряжений являются: посадка колеса на вал с натягом и шпоночный паз. Для посадки с натягом:

где к?1,5…2 - коэффициент запаса; f=0,1

Оцениваем величину масштабного фактора:

,

где v=0,19 - 1,25*10-4*=0,19 - 1,25*10-4*285=0,154375?0,15

При этом эффективный коэффициент концентрации напряжения будет равен: .

Для шпоночного паза, выполненного концевой фрезой . При расчете учитываем большую величину , т.е. .

- шероховатость поверхности вала.

- вал без поверхностного упрочнения.

Далее

Коэффициент концентрации напряжений в сечении Й - Й при кручении.

По формуле:

, где

- амплитуды переменных составляющих циклов напряжений; - постоянная составляющая; - коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости.

Запас сопротивления усталости при изгибе (=0):

Запас сопротивления усталости при кручении:

При этом запас сопротивления усталости:

Для второго сечения:

Изгибающий момент М=Fм*с=3491*175=610925 Н*мм

Вращающий момент Т=780*103 Н*мм

Напряжение изгиба



Напряжение кручения:

Принимаем радиус галтели r=2,5, тогда и , находим и .

()

Больше напряжено второе сечение.

Проверим статическую прочность при перегрузках . При перегрузках напряжения удваиваются и для второго сечения

и

Проверим жесткость вала.

По условию работы зубчатого зацепления опасным является прогиб вала под колесом. Для определения прогиба: средний диаметр на участке l принимаем равным dш=65 мм. Здесь:

Прогиб в вертикальной плоскости:

· от силы Fr: (Е - модуль упругости Е=2,1*105 МПа)

· от момента Ма прогиб равен 0.

· в горизонтальной плоскости от силы Ft:

· прогиб от силы Fм в плоскости смещения валов:

Суммарный максимально возможный прогиб:

Допускаемый прогиб:

3.5 Расчет подшипников для валов привода

Быстроходный вал:



Шарикоподшипник радиально - упорный

Подшипники для фиксирующей опоры.

Максимальные длительно действующие силы: Frmax=Fr/2=1044,7 H; FAmax=5886,8 H.

Требуемый ресурс при вероятности безотказной работы 90% L'10ah=23490 ч.

Диаметр посадочной поверхности вала d=35 мм.

Режим нагружения - III (средний нормальный). Возможны кратковременные перегрузки до 150% номинальной нагрузки.

Для типового режима нагружения III коэффициент эквивалентности КЕ=0,56

Вычисляем эквивалентные нагрузки:

Fr= КЕ* Frmax=0,56*1044,7=585,03 Н

FA= КЕ* FAmax=0,56*5886,8=3269,61 Н

Предварительно назначаем шариковые радиально - упорные однорядные подшипники легкой серии №36207 с углом контакта б=12°. Для этих подшипников Сr=30800 H; C0r=17800 H.

Подшипниковый узел фиксирующей опоры червяка образуют два одинаковых радиально - упорных однорядных подшипника, которые рассматривают как один двухрядный подшипник, нагруженный силами Fr и Fa=FA. Для комплекта из двух шарикоподшипников имеем:

Сrсум=1,625* Сr=1,625*30800=50050 Н

C0r=2* C0r=2*17800=35600 Н

Определяем отношение ( i* Fa)/ C0r=(2*3296,61)/35600=0,185, тогда по таблице находим коэффициент осевого нагружения е=0,485.

Отношение Fa/(V*Fr)=3296,61/(1*585,03)=5,635, что больше е=0,485.

Принимаем для двухрядного подшипника Х=0,74, Y=1,86.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка для подшипников при коэффициенте безопасности Кб=1,4 и коэффициенте теплопередачи Кт=1 (tраб<100°): Pr=(V*X*Fr+Y*Fa)* Кб*Кт=(1*0,74*585,03+1,86*3296,61)*1,4*1=9190 Н

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при а1=1 (коэффициент надежности), а23=0,7 (обычные условия применения), к=3 (показатель степени) - для шариковых подшипников:

L10ah= а1* а23*( Сrсум/ Pr)3*(106/60*n)=1*0,7*(50050/9190)3*(106/60*1927,15)=978 ч.

Т.к. расчетный ресурс меньше требуемого L10ah< L'10ah, то предварительно назначенный подшипник №36207 не пригоден.

Проверим не подойдет ли подшипник шариковый радиально - упорный легкой серии №46207 с углом контакта б=26°.

Для этих подшипников Сr=29000 H; C0r=16400 H.

Для комплекта из двух шарикоподшипников имеем:

Сrсум=1,625* Сr=1,625*29000=47125 Н

C0r=2* C0r=2*16400=32800 Н

Определяем отношение ( i* Fa)/ C0r=(2*3296,61)/32800=0,2, тогда по таблице находим коэффициент осевого нагружения е=0,68.

Отношение Fa/(V*Fr)=3296,61/(1*585,03)=5,635, что больше е=0,68.

Принимаем для двухрядного подшипника Х=0,67, Y=1,41.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка для подшипников при коэффициенте безопасности Кб=1,4 и коэффициенте теплопередачи Кт=1 (tраб<100°): Pr=(V*X*Fr+Y*Fa)* Кб*Кт=(1*0,67*585,03+1,41*3296,61)*1,4*1=7056 Н

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при а1=1 (коэффициент надежности), а23=0,7 (обычные условия применения), к=3 (показатель степени) - для шариковых подшипников: L10ah= а1* а23*( Сrсум/ Pr)3*(106/60*n)=1*0,7*(47125/7056)3*(106/60*1927,15)=1803 ч.

Т.к. расчетный ресурс меньше требуемого L10ah< L'10ah, то предварительно назначенный подшипник №46207 не пригоден.

Проверим не подойдет ли подшипник шариковый радиально - упорный средней серии №46307 с углом контакта б=26°.

Для этих подшипников Сr=42600 H; C0r=24700 H.

Для комплекта из двух шарикоподшипников имеем:

Сrсум=1,625* Сr=1,625*42600=69225 Н

C0r=2* C0r=2*24700=49400 Н

Определяем отношение ( i* Fa)/ C0r=(2*3296,61)/49400=0,13, тогда по таблице находим коэффициент осевого нагружения е=0,68.

Отношение Fa/(V*Fr)=3296,61/(1*585,03)=5,635, что больше е=0,68.

Принимаем для двухрядного подшипника Х=0,67, Y=1,41.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка для подшипников при коэффициенте безопасности Кб=1,4 и коэффициенте теплопередачи Кт=1 (tраб<100°): Pr=(V*X*Fr+Y*Fa)* Кб*Кт=(1*0,67*585,03+1,41*3296,61)*1,4*1=7056 Н

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при а1=1 (коэффициент надежности), а23=0,7 (обычные условия применения), к=3 (показатель степени) - для шариковых подшипников: L10ah= а1* а23*( Сrсум/ Pr)3*(106/60*n)=1*0,7*(69225/7056)3*(106/60*1927,15)=5718 ч.

Т.к. расчетный ресурс меньше требуемого L10ah< L'10ah, то предварительно назначенный подшипник №46207 не пригоден.

Проверим не подойдет ли подшипник шариковый радиально - упорный средней серии №46308 с углом контакта б=26° диаметром d=40 мм.

Для этих подшипников Сr=50800 H; C0r=30100 H

Для комплекта из двух шарикоподшипников имеем:

Сrсум=1,625* Сr=1,625*50800=92500 Н

C0r=2* C0r=2*30100=60200 Н

Определяем отношение ( i* Fa)/ C0r=(2*3296,61)/60200=0,12, тогда по таблице находим коэффициент осевого нагружения е=0,68.

Отношение Fa/(V*Fr)=3296,61/(1*585,03)=5,635, что больше е=0,68.

Принимаем для двухрядного подшипника Х=0,67, Y=1,41.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка для подшипников при коэффициенте безопасности Кб=1,4 и коэффициенте теплопередачи Кт=1 (tраб<100°): Pr=(V*X*Fr+Y*Fa)* Кб*Кт=(1*0,67*585,03+1,41*3296,61)*1,4*1=7056 Н

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при а1=1 (коэффициент надежности), а23=0,7 (обычные условия применения), к=3 (показатель степени) - для шариковых подшипников: L10ah= а1* а23*( Сrсум/ Pr)3*(106/60*n)=1*0,7*(92500/7056)3*(106/60*1927,15)=10658 ч.

Т.к. расчетный ресурс меньше требуемого L10ah< L'10ah, то предварительно назначенный подшипник №46207 не пригоден.

Проверим не подойдет ли подшипник шариковый радиально - упорный с углом контакта б=36° диаметром d=35 мм.

Для d=35 мм выпускают подшипники этого типа только тяжелой серии 66407. Для этого подшипника Сr=62800 Н.

Для комплекта из двух шарикоподшипников имеем:

Сrсум=1,625* Сr=1,625*62800=100050 Н

Определяем по таблице коэффициент осевого нагружения е=0,95.

Отношение Fa/(V*Fr)=3296,61/(1*585,03)=5,635, что больше е=0,95.

Принимаем для двухрядного подшипника Х=0,6, Y=1,07.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка для подшипников при коэффициенте безопасности Кб=1,4 и коэффициенте теплопередачи Кт=1 (tраб<100°): Pr=(V*X*Fr+Y*Fa)* Кб*Кт=(1*0,6*585,03+1,07*3296,61)*1,4*1=5430 Н

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при а1=1 (коэффициент надежности), а23=0,7 (обычные условия применения), к=3 (показатель степени) - для шариковых подшипников: L10ah= а1* а23*( Сrсум/ Pr)3*(106/60*n)=1*0,7*(100050/5430)3*(106/60*1927,15)=32860 ч.

Т.к. расчетный ресурс больше требуемого L10ah>L'10ah, то предварительно назначенный подшипник №66407 пригоден.

Подшипники для плавающей опоры.

Предварительно назначаем шариковый радиальный подшипники легкой серии №207. Для этого подшипника Сr=25500 H; C0r=13700 H

Fa = Fа1 = 5886,8 Н

Определяем отношение ( i* Fa)/ C0r=(1*5886,8)/13700=0,429, тогда по таблице находим коэффициент осевого нагружения е=0,23.

Отношение Fa/(V*Fr)=5886,8/(1*1957)=3, что больше е=0,23.

Принимаем для однорядного подшипника Х=0,56, Y=0.

Шарикоподшипник радиальный

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка для подшипников при коэффициенте безопасности Кб=1,4 и коэффициенте теплопередачи Кт=1 (tраб<100°): Pr=(V*X*Fr+Y*Fa)* Кб*Кт=(1*0,56*1957+0)*1,4*1=1534,3 Н

Для определения пригодности подшипника из формулы для определения расчетного скорректированного ресурса при а1=1 (коэффициент надежности), а23=0,8 (обычные условия применения), к=3 (показатель степени) - для шариковых подшипников:

L10ah= а1* а23*( Сr/ Pr)3*(106/60*n)

выражаем динамическую грузоподъемность:

Т.к. расчетная динамическая грузоподъемность больше требуемой, то предварительно назначенный подшипник пригоден.

Подшипники для вала колеса.

Роликоподшипник радиально - упорный

Максимальные длительно действующие силы: Fr1max=Fr1/2=5083/2=2541,5 H; Fr2max=Fr2/2=10538/2=5269 H; FAmax=1602 H.

Требуемый ресурс при вероятности безотказной работы 90% L'10ah=23490 ч.

Диаметр посадочной поверхности вала d=60 мм.

Режим нагружения - III (средний нормальный). Возможны кратковременные перегрузки до 150% номинальной нагрузки.

Для типового режима нагружения III коэффициент эквивалентности КЕ=0,56

Вычисляем эквивалентные нагрузки:

Fr1= КЕ* Fr1max=0,56*2541,5=1423,24 Н

Fr2= КЕ* Fr2max=0,56*5269=2950,64 Н

FA= КЕ* FAmax=0,56*1602=897,12 Н

Предварительно назначаем конические роликовые однорядные повышенной грузоподъемности легкой серии 7212А.

Для этого подшипника: Сr=91300 H; C0r=70000 H; е=0,4; Y=1,5

Минимально необходимые осевые силы для нормальной работы подшипников:

Fa1min=0,83e Fr1=0,83*0,4*1423,24=472,5 Н

Fa2min=0,83e Fr2=0,83*0,4*2950,64=979,6 Н

Находим осевые силы, нагружающие подшипники.

Т.к. Fa1min< Fa2min, FA? Fa2min - Fa1min=979,6-472,5=507,1 Н; Fa1 =Fa1min =472,5;

Fa2= Fa1+ FA=472,5+897,12=1369,64 Н

Отношение Fa1/(V*Fr1)=472,5/(1*1423,24)=0,332, что больше е=0,4, тогда для опоры 1: Х=1, Y=0.

Отношение Fa2/(V*Fr2)=1369,64/(1*2950,64)=0,464, что больше е=0,4, тогда для опоры 2: Х=0,4; Y=1,5.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка для подшипников при коэффициенте безопасности Кб=1,4 и коэффициенте теплопередачи Кт=1 (tраб<100°) в опорах 1 и 2:

Pr1=Fr1* Кб*Кт=1423,24*1,4*1=1992,5 Н

Pr2=(V*X*Fr2+Y*Fa2)*

Кб*Кт=(1*0,4*2950,64+1,5*1369,64)*1,4*1=4528,6 Н

Для подшипника более нагруженной опоры 2 вычисляем расчетный скорректированный ресурс при а1=1 (коэффициент надежности), а23=0,6 (обычные условия применения), к=10/3=3,33 (показатель степени) - для роликовых подшипников: L10ah= а1* а23*( Сr/ Pr)3,33*(106/60*n)=1*0,6*(91300/4528,6)3,33*(106/60*91,77)= 24061 ч

Т.к. расчетный ресурс больше требуемого L10ah>L'10ah, то предварительно назначенный подшипник №7212А пригоден.

3.6 Расчет предохранительной муфты

Муфта предохранительная

Диаметра ступицы: dст = 1,6dв

dв = 55 мм - диаметр вала

dст = 1,6 * 55 = 88 мм

М - передаваемый момент

М=780*103 Н*м

[р] - допускаемое удельное давление на рабочей поверхности

[р] = 0,29 МПа

б - угол наклона образующей конуса

б=10°

ш=b/Rср=0,3…0,5

в - коэффициент запаса сцепления

в=1,5

f - коэффициент трения на рабочей поверхности

f =0,4

- средний радиус

b=ш*Rср=0,4*135=54 мм

Сила, потребная для включения муфты:

Расчет пружины.

Пружина рассчитана с помощью программы «Компас», результаты расчета в приложении.

3.7 Определение размеров элементов корпуса, крышек и др. деталей

1. Конструирование крышек подшипника.

Используем привертные крышки.

Быстроходный вал

D = 72 мм.

д=6 мм - толщина стенки

d = 8 мм - диаметр болта

Z = 4 - число болтов

Толщина фланца:

д1=1,2д

д1=1,2*6=7 мм

д2=(0,9…1)д

д2=(0,9…1)*6=6 мм

Диаметр фланца:

Тихоходный вал

D = 110 мм.

д=7 мм - толщина стенки

d = 10 мм - диаметр болта

Z = 6 - число болта

Толщина фланца:

д1=1,2д

д1=1,2*7=8,4 мм, принимаем д1=8 мм

д2=(0,9…1)д

д2=(0,9…1)*7=7 мм

Диаметр фланца:

, принимаем Dф=150 мм

2. Конструирование стакана под подшипник на быстроходном валу.

D = 72 мм.

д=7…9 мм, принимаем 8 мм - толщина стенки

d = 8 мм - диаметр болта

Z = 4 - число болтов

Толщина фланца:

д2=1,2д

д2=1,2*8=9,6 мм, принимаем д2=10 мм

t=4,8 мм - высота упорного заплечика

Минимальный диаметр фланца:

Толщина стенки корпуса:

Принимаем д=10 мм

где - вращающий момент на тихоходном валу редуктора.

Диаметр болтов соединяющих крышку и корпус:

Принимаем

Ширина фланца корпуса и крышки:

Толщина фланца корпуса и крышки корпуса:

Диаметр болтов крепления редуктора к раме:

dф = 1,25 = 1,25·12 = 15мм

принимаем dф =16мм.

Диаметр штифтов фиксирующих крышку относительно корпуса:

dшт = 0,8 = 0,8·12 = 9,6мм

принимаем dшт =10мм.

Толщина фланца основания корпуса:

Диаметр фундаментных болтов:

Ширина фланца основания корпуса:

Места крепления корпуса к раме принимаем в виде лап расположенных по углам корпуса. Размеры лап принимаем в соответствии с рис.:

d01=16 мм

b1=2,4d01+1,5д - ширина опорной поверхности

b1=2,4*16+1,5*10=53,4 мм

h1=(2,3…2,4)д - высота опорной поверхности

h1=(2,3…2,4)*10=24 мм

Прочие размеры корпуса и его конструктивные формы определяются прорисовкой.

3. Для транспортировки корпуса и удобства снятия крышки предусматриваем проушины.

d?3д=3*10=30 мм, где д - толщина стенки корпуса

4. Отверстия под пробку для контроля уровня масла и сливную пробку.

Дно делают с уклоном 1°…2° в сторону отверстия. Нижняя кромка сливного отверстия должна быть на уровне днища или несколько ниже него.

Применяем пробку с конической резьбой К3/4ґґ

D=26,4 мм, L=17 мм, b=7,5 мм, a=4,5 мм, S=12 мм

5. Крышка люка.

Для заливки масла в редуктор, контроля правильности зацепления и для внешнего осмотра деталей делают люки. Люки делают прямоугольной или круглой формы и закрывают крышками, изготовленными из стального листа, литыми из чугуна, алюминиевого сплава или прессованными из пластмассы. Для того чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль, под крышку ставят уплотняющие прокладки из картона (толщиной 1…1,5 мм) или полосы из резины (толщиной 2…3 мм). Широко применяют стальные крышки из листов толщиной дк:

дк=(0,7…0,8)д?6 мм, где д - толщина стенки корпуса

дк=(0,7…0,8)*10=8 мм

Фланец для крышки h5=3…5 мм.

3.8 Выбор смазки

Смазывание зубчатых и червячных зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.

Т.к. контактное напряжение уН=235,2 Н, то рекомендуемая кинематическая вязкость при окружной скорости V=5,73 м/с равна 18 мм2/с. По выбранной кинематической вязкости выбираем марку масла И - Т - С - 320 (И - индустриальное, Т - тяжелонагруженные узлы (принадлежность к группе по назначению), С - масло с антиокислительными, антикоррозионными и противоизносными присадками (принадлежность к группе по эксплуатационным свойствам), 320 - класс кинематической вязкости).

В червячных редукторах уровень масла определяется:

hм=(0,1…0,5)dа1=(0,1…0,5)63=(6,3…31,5) мм

При этом минимальный уровень масла:

hм min=2,2m, где m - модуль зацепления

hм min=2,2*6,3=13,86 мм

3.9 Конструирование рамы

Для обеспечения точного и постоянного взаиморасположения элементов привода применяем сварную раму.

Рама сваривается из стандартных швеллеров и листов. Размеры рамы определяются прорисовкой привода. При сварке располагаем швеллеры полками наружу, поскольку так удобнее крепить на неё элементы привода.

Элементы привода крепятся к раме при помощи болтового соединения. Для более надёжного соединения в местах установки болтов на внутренние поверхности полок швеллеров накладываем шайбы. Такие же шайбы устанавливаем в местах установки фундаментных болтов, предназначенных для крепления рамы к полу.

Компенсация вытяжки ремней ремённой передачи и обеспечение постоянного натяжения ремней достигается за счёт горизонтального перемещения двигателя. Для этого отверстия под установку болтов имеют овальную форму. Двигатель в нужном положении фиксируется установочными болтами.

К полу рама крепится при помощи фундаментных болтов с коническими концами. Болты устанавливаются в отверстия в полу и заливаются цементом.

Для безопасности обслуживающего персонала предусматриваем кожух, закрывающий элементы открытой ремённой передачи. После монтажа вокруг привода должно быть установлено ограждение.

3.10 Монтаж привода

После монтажа рамы и установки барабана к раме крепят редуктор, контролируя при установке соосность тихоходного вала редуктора и вала барабана.

Далее соединяют валы редуктора и барабана муфтой.

Устанавливают в соответствующее отверстие двигатель и крепят к выходному валу двигателя при помощи шпонки ведущий шкив ремённой передачи. Болты двигателя закручивают, но не затягивают, давя ему возможность горизонтального перемещения. Установочными винтами устанавливают двигатель в нужное положение, контролируя натяжение ремней передачи. Затягивают болты крепящие двигатель.

Проводят обкатку двигателя в течение 30 минут.

Монтируют кожухи ограждения.

Заключение

1. В результате работы над проектом был разработан привод роликового транспортёра.

2. Был выбран электродвигатель, рассчитана червячная передача, спроектированы и проверены на пригодность шпоночные соединения, подшипники, разработан общий вид редуктора, разработаны рабочие и сборочные чертежи деталей.

3. Были подобраны подходящие материала червяка и колеса. Передача была рассчитана по условиям контактной и изгибной выносливости зубьев.

4. Электродвигатель был выбран исходя из потребной мощности и условий работы привода.

5. Шпоночные соединения были проверены на смятие. Пригодность подшипников была оценена на заданный ресурс.

6. Форма и размеры деталей редуктора и рамы привода были определены конструктивными и технологическими соображениями.

Библиографический список

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностр. спец. вузов. - 4-е изд., перераб. и доп.. -М.: Высш. шк., 1985. 447с.

2. Иванов М.Н. Детали машин: Учебник для машиностр. спец. вузов. - М.: Высш. шк., 1984.

3. Детали машин и прикладная механика: Учебное пособие к курсовому проекту/Составители: О.В. Калинин, Р.И. Зайнетдинов, Д.Б. Лопатин. - Челябинск: ЮУрГУ, 1999.

4. Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностр. спец. вузов. - М.: Машиностроение, 1974.

5. Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкций редукторов. - Киев: Висш. школа, 1979.

6. Двигатели асинхронные единой серии АИР мощностью 0,06…400 кВт. - Владомир: Тестэк, 1995.

7. Справочник конструктора - машиностроителя/под ред. В.И. Анурьева. - М: Машиностроение, 1982. - Т.2.

8. Справочник по муфтам/ Под ред. В.С. Полякова. 2-е изд., испр. и доп.--Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1979.--344 с., ил.

Приложение 1

привод роликовый транспортер подшипник

Компоновка привода:

Муфта

Редуктор червячный горизонтальный

Открытая цилиндрическая передача

Исходные данные:

Окружная(тяговая) сила на исполнительном механизме (Н) ....... 6000

Окружная скорость вала исполнительного механизма(м/с) ........ 1.2

Угловая скорость вала исполнительного механизма (1/с) ........ 9.6

Крутящий момент на валу исполнительного механизма (Нм) ....... 750

Шаг зубьев приводной звездочки исполнительного механизма (мм) 0

Число зубьев приводной звездочки исполнительного механизма ... 0

Диаметр барабана или удвоенный радиус на исполнительном

механизме, на котором приложена тяговая сила (мм) ............ 250

Время работы при номинальном режиме в смену (час) ............ 0

Время работы на второй ступени нагружения в смену (час) ...... 2

Число смен ................................................... 2

Количество лет службы ........................................ 6

Коэффициент нагрузки второй ступени .......................... 0.3

Параметры выбранного электродвигателя:

Тип двигателя ................................................ 4A132M2Y3

Мощность (Вт) ................................................ 11000

Асинхронная частота вращения вала (об/мин) ................... 2900

Диаметр вала (мм) ............................................ 38

Масса электродвигателя (кг) .................................. 93

Наибольший диаметр корпуса (мм) .............................. 302

Длина корпуса электродвигателя (мм) .......................... 580

Передаточное отношение привода ............................... 31.63409

Оптимальные параметры привода при минимальной его массе:

Крутящий момент на тихоходном валу редуктора ................. 500

Передаточное отношение редуктора ............................. 21.0894

Передаточное отношение открытой цилиндрической передачи ...... 1.5

Характеристики муфты:

Масса муфты .................................................. 11

Цена муфты ................................................... 1100

Характеристики редуктора:

Длина редуктора (мм) ......................................... 353.418

Высота редуктора (мм) ........................................ 446.0097

Ширина редуктора (мм) ........................................ 158.431

Цена редуктора (руб) ......................................... 167000

Масса редуктора (кг) ......................................... 19.78244

Межосевое расстояние (мм) .................................... 170.6405

Коэффициент диаметра ......................................... 16.24

Модуль зацепления ............................................ 5.890288

Делительный диаметр червяка (мм) ............................. 94.1857

Делительный диаметр колеса (мм) .............................. 247.3921

Характеристики открытой цилиндрической передачи:

Длина передачи (мм) .......................................... 458.3333

Высота передачи (мм) ......................................... 275

Межосевое расстояние (мм) .................................... 229.1667

Масса передачи (кг) .......................................... 32.65099

Цена передачи (руб) .......................................... 16431.05

Ширина шестерни (мм) ......................................... 63.05711

Характеристики привода:

Масса привода (кг) ........................................... 156.4334

Цена привода (руб) ........................................... 11186241.769

К.П.Д. привода ............................................... 0.72

Приложение 2

Компоновка привода:

Муфта

Редуктор червячный горизонтальный

Исходные данные:

Окружная(тяговая) сила на исполнительном механизме (Н) ....... 6000

Окружная скорость вала исполнительного механизма(м/с) ........ 1.2

Угловая скорость вала исполнительного механизма (1/с) ........ 9.6

Крутящий момент на валу исполнительного механизма (Нм) ....... 750

Шаг зубьев приводной звездочки исполнительного механизма (мм) 0

Число зубьев приводной звездочки исполнительного механизма ... 0

Диаметр барабана или удвоенный радиус на исполнительном

механизме, на котором приложена тяговая сила (мм) ............ 250

Время работы при номинальном режиме в смену (час) ............ 3

Время работы на второй ступени нагружения в смену (час) ...... 2

Число смен ................................................... 2

Количество лет службы ........................................ 6

Коэффициент нагрузки второй ступени .......................... 0.3

Параметры выбранного электродвигателя:

Тип двигателя ................................................ 4A132M2Y3

Мощность (Вт) ................................................ 11000

Асинхронная частота вращения вала (об/мин) ................... 2900

Диаметр вала (мм) ............................................ 38

Масса электродвигателя (кг) .................................. 93

Наибольший диаметр корпуса (мм) .............................. 302

Длина корпуса электродвигателя (мм) .......................... 580

Передаточное отношение привода ............................... 31.63409

Оптимальные параметры привода при минимальной его массе:

Крутящий момент на тихоходном валу редуктора ................. 750

Передаточное отношение редуктора ............................. 31.63409

Характеристики муфты:

Масса муфты .................................................. 11

Цена муфты ................................................... 1100

Характеристики редуктора:

Длина редуктора (мм) ......................................... 439.5019

Высота редуктора (мм) ........................................ 557.8962

Ширина редуктора (мм) ........................................ 155.9561

Цена редуктора (руб) ......................................... 210500

Масса редуктора (кг) ......................................... 23.86138

Межосевое расстояние (мм) .................................... 203.0292

Коэффициент диаметра ......................................... 16.11

Модуль зацепления ............................................ 5.159661

Делительный диаметр червяка (мм) ............................. 81.83223

Делительный диаметр колеса (мм) .............................. 325.0587

Характеристики привода:

Масса привода (кг) ........................................... 127.8614

Цена привода (руб) ........................................... 11308350.7188

К.П.Д. привода ............................................... 0.75

Приложение 3

Компоновка привода:

Муфта

Редуктор планетарный (2-х ст.)

Исходные данные:

Окружная(тяговая) сила на исполнительном механизме (Н) ....... 6000

Окружная скорость вала исполнительного механизма(м/с) ........ 1.2

Угловая скорость вала исполнительного механизма (1/с) ........ 9.6

Крутящий момент на валу исполнительного механизма (Нм) ....... 750

Шаг зубьев приводной звездочки исполнительного механизма (мм) 0

Число зубьев приводной звездочки исполнительного механизма ... 0

Диаметр барабана или удвоенный радиус на исполнительном

механизме, на котором приложена тяговая сила (мм) ............ 250

Время работы при номинальном режиме в смену (час) ............ 3

Время работы на второй ступени нагружения в смену (час) ...... 2

Число смен ................................................... 2

Количество лет службы ........................................ 6

Коэффициент нагрузки второй ступени .......................... 0.3

Параметры выбранного электродвигателя:

Тип двигателя ................................................ 4A132M2Y3

Мощность (Вт) ................................................ 11000

Асинхронная частота вращения вала (об/мин) ................... 2900

Диаметр вала (мм) ............................................ 38

Масса электродвигателя (кг) .................................. 93

Наибольший диаметр корпуса (мм) .............................. 302

Длина корпуса электродвигателя (мм) .......................... 580

Передаточное отношение привода ............................... 31.63409

Оптимальные параметры привода при минимальной его массе:

Крутящий момент на тихоходном валу редуктора ................. 750

Передаточное отношение редуктора ............................. 31.63409

Характеристики муфты:

Масса муфты .................................................. 11

Цена муфты ................................................... 1100

Характеристики редуктора:

Длина редуктора (мм) ......................................... 449.5316

Высота редуктора (мм) ........................................ 454.5316

Ширина редуктора (мм) ........................................ 233.9625

Цена редуктора (руб) ......................................... 206550

Масса редуктора (кг) ......................................... 1227.442

Межосевое расстояние (мм) .................................... 98.22812

Передаточное отношение первой ступени ........................ 7.056368

Коэффициент ширины шестерни первой ступени ................... 0.5985394

Коэффициент ширины шестерни второй ступени ................... 1.246809

Делительный диаметр шестерни первой ступени (мм) ............. 24.38521

Количество потоков ........................................... 3

Характеристики привода:

Масса привода (кг) ........................................... 1331.442

Цена привода (руб) ........................................... 11304400.7188

К.П.Д. привода ............................................... 0.98

Приложение 4

Компоновка привода:

Муфта

Редуктор коническо-цилиндрический горизонтальный (2-х ст.)

Исходные данные:

Окружная(тяговая) сила на исполнительном механизме (Н) ....... 6000

Окружная скорость вала исполнительного механизма(м/с) ........ 1.2

Угловая скорость вала исполнительного механизма (1/с) ........ 9.6

Крутящий момент на валу исполнительного механизма (Нм) ....... 750

Шаг зубьев приводной звездочки исполнительного механизма (мм) 0

Число зубьев приводной звездочки исполнительного механизма ... 0

Диаметр барабана или удвоенный радиус на исполнительном

механизме, на котором приложена тяговая сила (мм) ............ 250

Время работы при номинальном режиме в смену (час) ............ 3

Время работы на второй ступени нагружения в смену (час) ...... 2

Число смен ................................................... 2

Количество лет службы ........................................ 6

Коэффициент нагрузки второй ступени .......................... 0.3

Параметры выбранного электродвигателя:

Тип двигателя ................................................ 4A160S4Y3

Мощность (Вт) ................................................ 15000

Асинхронная частота вращения вала (об/мин) ................... 1465

Диаметр вала (мм) ............................................ 48

Масса электродвигателя (кг) .................................. 135

Наибольший диаметр корпуса (мм) .............................. 358

Длина корпуса электродвигателя (мм) .......................... 624

Передаточное отношение привода ............................... 15.98067

Оптимальные параметры привода при минимальной его массе:

Крутящий момент на тихоходном валу редуктора ................. 750

Передаточное отношение редуктора ............................. 15.98067

Характеристики муфты:

Масса муфты .................................................. 15

Цена муфты ................................................... 1500

Характеристики редуктора:

Длина редуктора (мм) ......................................... 571.9573

Высота редуктора (мм) ........................................ 219.4691

Ширина редуктора (мм) ........................................ 217.7104

Цена редуктора (руб) ......................................... 460500

Масса редуктора (кг) ......................................... 66.07831

Передаточное отношение первой ступени ........................ 4

Коэффициент ширины шестерни первой ступени ................... 0.3

Коэффициент ширины шестерни второй ступени ................... 0.8

Внешнее конусное расстояние (мм) ............................. 124.9658

Межосевое расстояние цилиндрической ступени (мм) ............. 156.0496

Делительный диаметр шестерни первой ступени (мм) ............. 56.50591

Характеристики привода:

Масса привода (кг) ........................................... 216.0783

Цена привода (руб) ........................................... 15593932.7969

К.П.Д. привода ............................................... 0.92

Приложение 5

Размещено на Allbest.ru