Задание На Курсовой Проект По Конвейерному Транспорту
Задание На Курсовой Проект По Конвейерному Транспорту
1. Описание назначения и устройства проектируемого привода.
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
3. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений.
4. Расчет второй ступени редуктора.
5. Расчет первой ступени редуктора.
6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора.
7. Проектный расчет валов, подбор подшипников.
8. Расчет тихоходного вала и расчет подшипников для него.
9. Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него.
10. Расчет быстроходного вала и расчет подшипников для него.
12. Расчет приводного вала и расчет подшипников для него.
14. Проверка прочности шпоночных соединений.
Приложение: спецификация редуктора.
Спроектировать привод цепного сборочного конвейера, состоящий из электродвигателя фланцевого (1), муфты (2), редуктора коническо-цилиндрического (3), муфты (4), звездочек тяговых (5). Цепи по ГОСТ 588-64, тип ПВР. В одной из муфт предусмотреть предохранительное устройство.
Техническая характеристика привода:
Окружное усилие на звездочке Р, кг: 260.
Скорость цепи конвейера V, м/с: 1,5.
Редуктор является неотъемлемой составной частью современного оборудования. Разнообразие требований, предъявляемых к редукторам, предопределяет широкий ассортимент их типов, типоразмеров, конструктивных исполнений, передаточных отношений и схем сборки.
При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.
При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.
Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.
К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.
Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.
Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.
При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.
Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.
Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.
1.
Описание назначения и устройства проектируемого привода
Проектируемый привод предназначен для передачи вращательного движения от электродвигателя к приводному валу цепного сборочного конвейера. В состав данного привода входят:
3.Редуктор коническо-цилиндрический.
Рассмотрим более подробно составные части привода. Вращательное движение от электродвигателя через муфту передается на быстроходный вал редуктора. Кроме передачи вращательного движения муфта также компенсирует несоосность вала двигателя и быстроходного вала редуктора. В качестве электродвигателя широкое применение получили асинхронные двигатели. В этих двигателях значительное изменение нагрузки вызывает несущественное изменение частоты вращения ротора.
Коническо-цилиндрический редуктор передает вращательное движение от двигателя к приводному валу, при этом изменяя угловую скорость и крутящий момент по величине и направлению. Изменение направления связано с наличием в редукторе конической передачи.
Еще одна муфта передает вращательное движение от тихоходного вала редуктора к приводному валу цепного сборочного конвейера. Кроме передачи вращательного движения муфта также компенсирует несоосность тихоходного вала редуктора и приводного вала конвейера. Предусмотрим в этой муфте предохранительное устройство для предотвращения поломки привода при заклинивании исполнительного элемента.
Звездочки тяговые установлены на приводном валу и приводят в движение цепи по ГОСТ 588-64, тип ПВР.
2.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Изобразим кинематическую схему привода на рис. 1. Расчет ведем по [1].
Р вых
= F t
· V = 2,6 · 10 3
· 1,5 = 3,9 кВт.
η общ
= η ред
· η м
2
· η п
- общий КПД привода.
η цп
= 0,96…0,98; принимаем η цп
= 0,97 – КПД закрытой цилиндрической передачи;
η кп
= 0,95…0,97; принимаем η кп
= 0,96 – КПД закрытой конической передачи;
η п
= 0,99 – КПД пары подшипников качения.
Частота вращения вала электродвигателя:
U 1
– передаточное число конической передачи;
U 2
– передаточное число цилиндрической передачи.
По таблице 1.2 из [1] примем рекомендуемые значения передаточных чисел:
n вых
= 60v / (πD зв
) = 60 · 1,5 / (3,14 · 0, 287) = 99,9 об/мин
D зв
= zp зв
/ (π · 10 3
) = 9 · 100 / (3,14 · 10 3
) = 0,287 м
По таблице 24.8 [1] выбираем электродвигатель 132М8: Р = 5,5 кВт;
U общ
= U ред
= n/ n вых
= 720/99,9 = 7,2
U 1
= U ред
/ U 2
= 7,2 / 2,95 = 2,44
n 2
= n 1
/ U 1
= 720 / 2,44 = 295,1 об/мин;
ω 1
= πn 1
/ 30 = 3,14 · 720 / 30 = 75,4 рад/с;
ω 2
= πn 2
/ 30 = 3,14 · 295,1 / 30 = 30,9 рад/с;
ω 3
= ω вых
= πn 3
/ 30 = 3,14 · 99,9 / 30 = 10,5 рад/с.
Т вых
= Т 3
= F t
D зв
/ 2 = 2,6 · 10 3
· 0,287 / 2 = 373 Н·м;
Т 2
= Т 3
/ (η цп
· U 2
) = 373 / (0,97 · 2,95) = 130,4 Н·м;
Т 1
= Т 2
/ (η кп
· U 1
) = 130,4 / (0,96 · 2,44) = 55,7 Н·м.
Р 1
= Р · η м
· η п
= 5,5 · 0,98 · 0,99 = 5,34 кВт;
Р 2
= Р 1
· η кп
· η п
= 5,34 · 0,96 · 0,99 = 5,08 кВт;
Р 3
= Р 2
· η цп
· η п
= 5,08 · 0,97 · 0,99 = 4,88 кВт;
Р вых
= Р 4
· η м
· η п
= 4,88 · 0,98 · 0,99 = 4,73 кВт.
3. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений
По таблице 2.1 [1] выбираем материалы колеса и шестерни.
Материал колес – сталь 45; термообработка – улучшение: 235…262 НВ 2
;
248,5 НВ СР2
; σ в
= 780 МПа; σ т
= 540 МПа; τ = 335 МПа.
Материал шестерен – сталь 45; термообработка – улучшение: 269…302 НВ 1
;
285,5 НВ СР1
; σ в
= 890 МПа; σ т
= 650 МПа; τ = 380 МПа.
Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба для шестерни и колеса принимаем по таблице 2.2 [1]:
[σ] H
1
= 1,8HB CP
1
+ 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа
[σ] H
2
= 1,8HB CP
2
+ 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа
[σ] F
1
= 1,03HB CP
1
= 285,5 · 1,03 = 294 МПа
[σ] F
2
= 1,03HB CP
2
= 248,5 · 1,03 = 256 МПа
[σ] H
1
max
= 2,8 σ т
= 2,8 · 650 = 1820 МПа
[σ] H
2
max
= 2,8 σ т
= 2,8 · 540 = 1512 МПа
[σ] F
1
max
= 2,74 HB CP
1
= 2,74 · 285,5 = 782,3 МПа
[σ] F
2
max
= 2,74 HB CP
2
= 2,74 · 248,5 = 680,9 МПа
Для дальнейших расчетов принимаем: [σ] H
= [σ] H
2
= 514 МПа.
Исходные данные: U 2
= 2,95; Т 3
= 373 Н·м; n 3
= 99,9 об/мин.
α w
2
≥ К α
(U 2
+ 1) = 4950 · (2,95 + 1) = 0,15642 м
К α
= 4950 – для прямозубых передач [1].
К Нβ
= 1 – при постоянной нагрузке [1].
ψ d
= 0,5 ψ α
(U 2
+ 1) = 0,5 · 0,25 (2,95 + 1) = 0,49
Т НЕ2
= К НД
Т 3
– эквивалентный момент на колесе, где:
N HG
= (HB cp
) 3
= 248,5 3
= 1,53 · 10 7
– базовое число циклов нагружений.
Принимаем межосевое расстояние по стандартному ряду: α w
2
= 160 мм.
Предварительные основные размеры колеса:
d 2
= 2 α w
2
U 2
/ (U 2
+ 1) = 2 · 160 · 2,95 / (2,95 + 1) = 239 мм – делительный диаметр
b 2
= ψ α
α w
2
= 0,25 · 160 = 40 мм
K m
= 6,6 – для прямозубых колес [1].
Т F
Е2
= К F
Д
Т 3
– эквивалентный момент на колесе, где:
N FG
= 4 · 10 6
– базовое число циклов нагружений.
z Σ
= 2 α w
2
/ m = 2 · 160 / 2 = 160
z 1
= z Σ
/ (U 2
+ 1) = 160 / (2,95 + 1) = 40
Отклонение от заданного передаточного числа: 1,6% < 4%
d 2
= 2 α w
2
- d 1
= 2 · 160 - 80 = 240 мм
Диаметры окружности вершин и впадин зубьев:
d a
1
= d 1
+ 2(1 + х 1
– у)m = 80 + 2 · 2 = 84 мм
d f
1
= d 1
– 2(1,25 – х 1
)m = 80 – 2,5 · 2 = 75 мм
d a
2
= d 2
+ 2(1 + х 2
–у)m = 240 + 2 · 2 = 244 мм
d f
2
= d 2
– 2(1,25 – х 2
)m = 240 – 2,5 · 2 = 235 мм
x 1
= x 2
= 0; y = -(α w
2
– α)/m = -(160 – 160)/2 = 0 – коэффициент воспринимаемого смещения.
α = 0,5m(z 2
+ z 1
) = 0,5 · 2 (120 + 40) = 160 – делительное межосевое расстояние
D заг
= d a
2
+ 6 = 244 + 6 = 250 мм > D пред
= 125 мм
S заг
= 8m = 8 · 2 = 16 мм ≤ S пред
= 80 мм
Заменим материал колеса на сталь 40ХН, с термообработкой улучшением, с
окружное: F t
1
= F t
2
= 2Т 3
/ d 2
= 2 · 373 / 0,24 = 3108 H
радиальное: F r
1
= F r
2
= F t
1
· tgα = 3108 · tg 20° = 1131 H
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:
σ F
2
= F t
Е
· К Fα
· К Fβ
· K FV
· Y β
· Y F
2
/ b 2
· m ≤ [σ] F
2
σ F
1
= σ F
2
Y F
1
/ Y F
2
≤ [σ] F
1
К Fα
= 1 – для прямозубых колес. [1]
К Fβ
= 1 – при постоянной нагрузке. [1]
V = = 3,14 · 0,24 · 99,9 / 60 = 1,3 м/с
Назначим 9 степень точности изготовления зубьев, табл. 2.5 [1].
K FV
= 1,13 – коэффициент динамической нагрузки, табл. 2.7 [1].
Коэффициент формы зуба: Y F
1
= 3,7, Y F
2
= 3,6, табл. 2.8 [1].
F t
Е
= К F
Д
F t
= 3108 Н – эквивалентная окружная сила.
σ F
2
= 3108 · 1 · 1 · 1,13 · 1 · 3,6 / 0,04 · 0,002 = 158 МПа ≤ [σ] F
2
= 256 МПа
σ F
1
= 158 · 3,7 / 3,6 = 162 ≤ [σ] F
1
= 294 МПа
Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:
К Н
= 3,2 · 10 5
– для прямозубых колес [1]
К Нα
= 1; К Нβ
= 1 [1]; К Н
V
= 1,05 табл. 2.9 [1].
Исходные данные: U 1
= 2,44; Т 2
= 130,4 Н·м; n 2
= 295,1 об/мин.
Диаметр внешней делительной окружности колеса [1]:
d e
2
≥ 1,75 · 10 4
= 1,75 · 10 4
= 0,224 м
ν Н
= 0,85 – для прямозубых колес [1].
К Нβ
= К Нβ
0
= 1,9 - табл. 2.3 [1].
Т НЕ2
= К НД
Т 2
= 0,78 · 130,4 = 101,7 Н·м
δ 2
= arctg(U 1
) = arctg 2,44 = 67,7º; sinδ 2
= sin 67,7 = 0,93
R e
= d e2
/ 2sin(δ 2
) = 224 / 2 · 0,93 = 120,4мм
Ширина зубчатого венца шестерни и колеса:
b = 0,285R e
= 0,285 · 120,4 = 34,3 мм
K Fβ
= K Fβ
0
(1 - Х) + Х = 1,67 (1 – 0,5) + 1 = 1,835
Т F
Е2
= К F
Д
Т 2
= 1 · 130,4 = 130,4 Н·м
Отклонение от заданного передаточного числа: 0,4% < 4%
Определим окончательные размеры колес.
Углы делительных конусов колеса и шестерни.
δ 2
= arctg(U 1
) = arctg 2,43 = 67,6º; δ 1
= 90º - δ 2
= 22,4º
cos δ 2
= cos 67,6º = 0,38; cos δ 1
= cos 22,4º = 0,92; sin δ 1
= ; sin 22,4° = 0,38.
d ae1
= d e1
+ 2(1 + X e1
) m e
cosδ 1
= 92 + 2(1+0,22) 2 · 0,92 = 96,5 мм
d ae2
= d e2
+ 2(1 + X e2
) m e
cosδ 2
= 224 + 2(1 – 0,22) 2 · 0,38 = 225,2 мм
X e
1
= 0,22; X e
2
= - X e
1
= -0,22 – коэффициенты смещения, табл. 2.10 [1].
D заг
= d е2
+ 2m + 6 = 224 + 2 · 2 + 6 = 234 мм > D пред
= 125 мм
S заг
= 8m e
= 8 · 2 = 16 мм ≤ S пред
= 80 мм
Заменим материал колеса на сталь 40ХН, с термообработкой улучшением, с D пред
= 315 мм
F t
= = = 1358 H – окружная сила в зацеплении.
d m2
= 0,857 d e2
= 0,857 · 224 = 192 мм
F r1
= F a2
= F t
· tgα · cos δ 1
= 1358 · tg 20º · 0,92 = 455 H
F a1
= F r2
= F t
· tgα · sin δ 1
= 1358 · tg 20º · 0,38 = 188 H
σ F
2
= 1,17Y F
2
K Fβ
K Fv
≤ [σ] F
2
Напряжения изгиба в зубьях шестерни.
σ F
1
= σ F
2
Y F
1
/ Y F
2
≤ [σ] F
1
V = = 3,14 · 0,192 · 295,1 / 60 = 2,97 м/с
z v
2
= z 2
/ cosδ 2
= 112 / 0,38 = 294,7
z v
1
= z 1
/ cosδ 1
= 46 / 0,92 = 50
Y F1
= 3,57, Y F2
= 3,62 – табл. 2.8 [1].
σ F2
= 1,17 · 3,62 1,835 · 1,5 = 232 МПа ≤ [σ] F2
= 256 МПа
σ F1
= 232 ·3,57 / 3,62 = 229 МПа ≤ [σ] F1
= 294 МПа
Т НЕ2
= К НД
Т 2
= 0,78 · 130,4 = 101,7 Н·м
σ Н
= 1,9 · 10 6
= 462 МПа ≤ [σ] H
= 514 МПа,
6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора
По рекомендациям [1] в качестве материала корпуса выбираем:
Принимаем: δ = 6,7 мм – табл. 24.1 [1].
Толщина стенки крышки корпуса: δ 1
= 0,9δ = 0,9 · 6,7 = 6,03
Принимаем: δ 1
= 6 мм – табл. 24.1 [1].
b = 1,5δ = 1,5 · 6,7 = 10,05 мм; b 1
= 1,5δ 1
= 1,5 · 6 = 9 мм
Принимаем: b = 10 мм; b 1
= 9 мм – табл. 24.1 [1].
Размеры конструктивных элементов из [1]:
f = (0,4…0,5) δ 1
= (0,4…0,5) · 6 = 2,4…3 мм; f = 3 мм.
l = (2…2,2) δ = (2…2,2) · 6,7 = 13,4…14,74 мм; l = 14 мм.
Из [1] в зависимости от межосевого расстояния тихоходной ступени определяем диаметры болтов крепления крышки редуктора и отверстия под них:
К = 2,7d = 2,7 · 12 = 32,4 мм; К = 32 мм – табл. 24.1 [1].
К 1
= 2,2d = 2,2 · 12 = 26,4 мм; К = 26 мм – табл. 24.1 [1].
d шт
= (0,7…0,8)d = (0,7…0,8) · 12 = 8,4…9,6 мм; d шт
= 10 мм
Диаметры болтов крепления корпуса редуктора на раме:
Толщина фланца крепления редуктора на раму:
Диаметр болтов крепления крышек подшипников:
d п
= (0,7…0,75)d к
= (0,7…0,75) · 12 = 8,4…9 мм; берем М10.
7. Проектный расчет валов, подбор подшипников
Расчет ведем по ГОСТ 24266-80 и СТ СЭВ 534-77. При назначении размеров руководствуемся ГОСТ 6636-69 и рекомендациями [1].
В качестве материала валов используем сталь 45 ГОСТ 1050-88 [2].
Проектный расчет быстроходного вала.
Быстроходный вал соединяется муфтой с валом электродвигателя, диаметр которого d Д
= 38 мм. Значения диаметров, соединяемых валов не должны отличаться более, чем на 25%. Поэтому сначала находят ориентировочно d M
≈ 0,75d Д
. Окончательно принимаем диаметр посадки муфты на быстроходный вал d = 30 мм.
d б
п
≥ d б
+ 2t = 30 + 2 · 2,5 = 35 мм, где t = 2,5 из [1].
Принимаем: d б
п
= 35 мм (ГОСТ 27365-87).
Учитывая наличие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник роликовый 7207 ГОСТ 27365-87 [2].
Его размеры: d = 35 мм, D = 72 мм, b = 17 мм.
Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 48,4 кН.
Статическая грузоподъемность С о
= 32,5 кН.
d бп
≥ d б
п
+ 3r = 35 + 3 · 2,5 = 42,5 мм; принимаем: d бп
= 42 мм.
Проектный расчет промежуточного вала.
d б
пр
= d пр
– 3r = 36 - 3 · 2,5 = 28,5 мм, где r = 2,5 из [1].
Принимаем: d б
пр
= 30 мм (ГОСТ 27365-87).
Учитывая наличие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник шариковый радиально-упорный 7206 ГОСТ 27365-87 [2].
Его размеры: d = 30 мм, D = 62 мм, b = 16 мм.
Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 38 кН.
Статическая грузоподъемность С о
= 25,5 кН.
По [1] определяем остальные конструктивные размеры:
d бк
≥ d пр
+ 3f = 36 + 3 · 1,2 = 39,6 мм; принимаем: d бк
= 40 мм.
d бп
≥ d б
пр
+ 3r = 30 + 3 · 2 = 36 мм; принимаем: d бп
= 36 мм.
d б
т
≥ d т
+ 2t = 42 + 2 · 2,8 = 47,6 мм, где t = 2,8 из [1].
Диаметр под подшипники принимаем d б
т
= 50 мм (ГОСТ 8338-75).
Учитывая отсутствие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник шариковый радиальный 310 ГОСТ 8338-75 [2].
Его размеры: d = 50 мм, D = 110 мм, b = 27 мм.
Динамическая грузоподъемность подшипника: С = 61,8 кН.
Статическая грузоподъемность С о
= 36 кН.
d бп
≥ d б
т
+ 3r = 50 + 3 · 3 = 59 мм; принимаем: d бп
= 60 мм.
По имеющимся данным, основываясь на рекомендациях [1] проводим эскизную компоновку редуктора (см. приложение).
8.
Расчет тихоходного вала и расчет подшипников для него
F t
2
= 3108 H, F r
2
= 1131 H, a = 180 мм, b = 76 мм, с = 104 мм.
Усилие от муфты: F M
= 250 = 250 = 4828 H
R Ax
(a + b) – F t2
b = 0; R Ax
= F t2
b / (a + b) = 3108 · 0,076 / 0,256 = 923 H
R Bx
= F t2
- R Ax
= 3108 – 923 = 2185 H
M x
= R Bx
b = 2185 · 0,076 = 166 H · м
R Ay
= F r2
b / (a + b) = 1131 · 0,076 / 0,256 = 336 H
R By
= F r2
- R Ay
= 1131 – 336 = 795 H
M y
= R By
b = 795 · 0,076 = 60 H · м
F M
(a + b + c) – R AF
м
(a + b) = 0;
R AF
м
= F M
(a + b + c) / (a + b) = 4828 · 0,36 / 0,256 = 6789 H
R BF
м
= R AF
м
- F M
= 6789 – 4828 = 1961 H
R A
' = R A
+ R AF
м
= 982 + 6789 = 7771 H
R B
' = R B
+ R BF
м
= 2325 + 1961 = 4286 H
Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.
Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σ в
= 780 МПа, σ т
= 540 МПа, τ т
= 290 МПа,
σ -1
= 360 МПа, τ -1
= 200 МПа, ψ τ
= 0,09, [2].
Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.
σ а
= σ u
= М AF
м
/ 0,1d т
3
= 706 · 10 3
/ 0,1 · 50 3
= 56,5 МПа
τ а
= τ к
/2 = Т 3
/ 2 · 0,2d т
3
= 373 · 10 3
/ 0,4 · 50 3
= 7,5 МПа
К σ
/ К dσ
= 3,8 [2]; К τ
/ К dτ
= 2,2 [2];
K σ
Д
= (К σ
/ К dσ
+ 1 / К Fσ
– 1) · 1 / K V
= (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
K τ
Д
= (К τ
/ К dτ
+ 1 / К Fτ
– 1) · 1 / K V
= (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ -1Д
= σ -1
/ K σ
Д
= 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ -1Д
= τ -1
/ K τ
Д
= 200 / 2,2 = 91 МПа
S σ
= σ -1Д
/ σ а
= 94,7 / 56,5 = 1,7; S τ
= τ -1Д
/ τ а
= 91 / 7,5 = 12,1
S = S σ
S τ
/ = 1,7 · 12,1 / = 2,6 > [S] = 2,5
в которой радиальная нагрузка P r
1
= 7771 H; осевая нагрузка P a
1
= 0 H;
V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: K б
= 1,3; К Т
= 1 [3].
Р э
= 1,3·7771 = 10102 H < C = 61800 Н
L = (C/P э
) 3
= (61800/10102) 3
= 228 млн. об.
L h
= L·10 6
/60n = 228·10 6
/60·99,9 = 38038 ч,
что больше установленных ГОСТ 16162-85. Подшипник выбран верно.
9.
Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него
F t
1
= 3108 H, F r
1
= 1131 H, d = 70 мм, e = 114 мм, f = 60,5 мм.
F t
2
= 1358 H, F r
2
= 188 H, F a
2
= 455 H.
Банк рефератов содержит более 364 тысяч рефератов , курсовых и дипломных работ, шпаргалок и докладов по различным дисциплинам: истории, психологии, экономике, менеджменту, философии, праву, экологии. А также изложения, сочинения по литературе, отчеты по практике, топики по английскому.
Название: Проектирование привода цепного конвейера
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа
Добавлен 03:48:57 11 августа 2010 Похожие работы
Просмотров: 5894
Комментариев: 14
Оценило: 3 человек
Средний балл: 5
Оценка: неизвестно Скачать
Курсовая работа : Проектирование привода... - BestReferat.ru
Конвейер ленточный. Курсовая работа (т). Другое. 2014-12-19
Курсовой проект - Ленточный конвейер
Курсовой проект - Ленточный конвейер для транспорт
Курсовая работа на тему "Проектирование привода к цепному..."
Река Волга Реферат 4 Класс
Эссе На Тему Чингисхан
Удаление Корней Зубов На Верхней Челюсти Реферат
Подобрать Материалы К Сочинению Описание Осеннего Пейзажа
Рустьюторс Декабрьское Сочинение