Привод ленточного конвейера
Курсовой проект - Транспорт, логистика
Другие курсовые по предмету Транспорт, логистика
?емня, диаметры шкивов
По вращающему моменту на ведущем шкиве по таблице 5.6 /2, с. 69/ подбираем тип ремня для 15 ? М ? 60 тип сечения "А" с площадью сечения F= 81 мм2, Dmin = 90 мм.
Однако ориентируясь на большую долговечность ремня примем Д2 = 112 мм (на 2 номера больше Dmin ).
Передаточное отношение клиноременной передачи iкл.р. = 2.31
Находим диаметр ведомого шкива Д3, относительное скольжение = 0.015
Ближайшее стандартное значение =250 мм
Уточняем передаточное отношение с учетом
Пересчитываем
расхождение с заданным:
= 112 мм
= 250 мм
Определяем межосевое расстояние "a":
а =470 мм - Принимаем близкое к среднему между и
.3 Расчетная длина ремня, число ремней, усилие ременной передачи
Расчетная длина ремня вычисляется по формуле
= 1600 мм - Принимаем ближайшее к стандартному
Вычисляем новое а с учетом стандартной длины ремня
Угол обхвата меньшего шкива (углу будет соответствовать дуга окружности)
Скорость точек на ободе шкива
по таблице 5.7 /2, с. 71/ находим величину окружного усилия P0, передаваемого одним клиновым ремнем сечения "А"
при i = 1, Д2 = 112, L0 = 1600
P0 =191 (на один ремень)
Допускаемое окружное усилие на один ремень
= 0.99-коэффициент, учитывающий влияние длины ремня;
можно принять равным = 0.9
Определяем окружное усилие
Расчетное число ремней
Определяем усилие ременной передачи, приняв напряжение от предварительного натяжения
Предварительное натяжение каждой ветви ремня
(F - площадь ремня)
Рабочее напряжение ведущей ветви
Рабочее напряжение ведомой ветви
Усилие на алы
8. Первый этап компоновки редуктора
Вычерчиваем внутреннюю стенку корпуса
а) Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса мм. Принимаем =10 мм
б) Принимаем зазор от окружностей вершин зубьев колеса до внутренней стенки
корпуса мм
б) Принимаем расстояние между наружным диаметром подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса мм
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии (P ? 5 кВт)
Условное обозначение подшипникаdDВгрузоподъемность, кНммСС0207 шестерня35721725,513,7210 колесо50902035.119.8
Принимаем для подшипников пластичную смазку. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширину устанавливает размер "у". Толщина кольца 69 мм. Принимаем у = 812 мм =12 мм.
Находим размер l1 и l2 (замером с чертежа). l1 = 65 мм, l2 = 66 мм.
Принимаем l1 = l2 = 66 мм.
Глубина гнезда подшипникаГ =1.5*В = [B - выбираем из таблицы по большему значению] = 1.5*20 = 30 мм
Принимаем lГ = 30 мм
Диаметр болта выбираем по таблице /2, с. 194/:
Принимаем dб = 10 мм - диаметр болта, d0 = 12 мм - диаметр отверстия под болт в крышке, ? = 12 мм - толщина крышки.
Высота головки болта равна 0.7* dб = 0.7*10 =8,4 мм
Устанавливаем зазор между головкой болта и шкивом. Принимаем 10 мм.
Ширина шкива:
9. Проверка долговечности подшипников
Ведущий вал
Из предыдущих расчетов имеем:= 2061.35 Н= 757.85 Н= 294.155 Н= 768.45 Н
Определим реакции вертикальной плоскости
Проверка реакций:
Определим реакции в горизонтальной плоскости
Ввиду симметрии
Суммарные реакции
Выбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре 1
Намечаем радиальные шариковые подшипники 207: d=35мм, D=72мм, B=17мм, С=25.5 кН, С0=13.7 кН
Эквивалентная нагрузка
- радиальная нагрузка
- Осевая нагрузка
= 1 (Т0С ? 1000С) (по таблице 7.2)
= 1 (по таблице 7.1)
Составляем отношение
е = 0.205 (по таблице 7.3)
= 0.56, Y = 1.23 (по таблице 7.3)
Расчет на долговечность (в млн. об)
Расчет на долговечность (в часах)
Ведомый вал
Так как ведомый и ведущий валы входят в зацепление, то нагрузки будут одинаковые:= 2061.35 Н= 757.85 Н= 294.155 Н
Определим реакции вертикальной плоскости
Проверка реакций:
Определим реакции в горизонтальной плоскости
Ввиду симметрии
Суммарные реакции
Выбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре 2
Намечаем радиальные шариковые подшипники 210: d=50мм, D=90мм, B=20мм, C=35.1кН, С0=19.8кН
Составляем отношение
е = 0.195 (по таблице 7.3)
= 0.56, Y = 1.19 (по таблице 7.3)
Расчет на долговечность (в млн. об)
Расчет на долговечность (в часах)
При сроке службы редуктора (36000 часов) подшипник 207 имеет более, чем 2- кратный запас прочности, а 209 - 10- кратный запас прочности.
10. Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки - призматические со скругленными торцами
Размеры сечений шпонок и пазов, длины шпонок
СТСЭВ 189-75 (таблица 6.9)
СТ45 - нормализованная
Шпонки проверяют на смятие
Условие прочности на смятие:
(10.1)
где - сила, приходящаяся на шпонку
- площадь смятия
М - момент, передаваемый валом- диаметр вала;- длина шпонки, l = lст - 10;- ширина шпонки;- толщина шпонки;- глубина посадки шпонки.
Допускаемые напряжения на смятие:
=100120 МПа - стальная ступица;
=5070 МПа- чугунная ступица.
Ведущий вал= 28 мм
по таблице 6.9
, l = 45мм
шкив из чугуна
М = 62,12*103 Н*мм
Ведомый