Автор работы: Пользователь скрыл имя, 08 Сентября 2013 в 14:06, курсовая работа
Требуемая мощность (Вт) электродвигателя:
, где F – окружная сила на барабане, V – скорость длины ленты транспортёра, - общий КПД привода.
;
где - КПД ремённой передачи, - КПД конической передачи, - КПД цилиндрической передачи, - КПД подшипников, - КПД муфты.
.
Исходя из полученных данных выбираем электродвигатель со следующими техническими параметрами:
электродвигатель АИР 90 LB8 ТУ 16-525.564-84
Мощность N=1,1 кВт
Синхронная частота вращения n=715 об/мин.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка: , где V=1 - коэффициент вращения; - коэффициент безопасности; - температурный коэффициент.
Базовая долговечность подшипника: ; , что соответствует допускаемой минимальной долговечности (ресурс работы подшипников принимают от 36000 ч до 10000 ч).
Рис. 15 – Ведомый вал.
Диаметры различных участков вала. Диаметр на промежуточном валу должен быть на 25% больше чем на промежуточном валу, поэтому , принимаем . Последующие диаметры больше предыдущих примерно в 1,1 раза: ; ; ; .
Длины различных участков вала:
Расстояние между подшипниками .
;
;
;
;
.
Рис. 16 – Схема нагруженного ведомого вала.
Отрезки a, b, c, d, соответственно равны 22мм, 194мм, 77мм, 140мм.
Для определения реакций в опорах и необходимо составить уравнения равновесия.
, ;
, ;
, .
Сила от муфты .
.
Отсюда , .
, ;
, ;
, .
Отсюда , .
Рис. 17 – Эпюры изгибающих моментов и напряжений на валу.
Исследование сечения А-А. Напряжения в опасных сечениях , .
Коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала: ; .
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении: ; .
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям: ; .
Коэффициент запаса прочности: , что больше допускаемого значения.
Промежуточный вал установлен на роликовых конических подшипниках лёгкой серии.
Рис.18 – Схема нагружения вала.
Определяем долговечность
Осевые нагрузки. Суммарная реакция . Осевая составляющая ; осевая сила .
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка: , где V=1 - коэффициент вращения; - коэффициент безопасности; - температурный коэффициент.
Базовая долговечность подшипника: ; , что соответствует допускаемой минимальной долговечности (ресурс работы подшипников принимают от 36000 ч до 10000 ч).
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности: .
Напряжения среза и условие прочности: .
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σ]см = 100 ÷ 120 , при чугунной ступице [σ]см = 50 ÷ 70 . При этом допускаемые напряжения среза .
Ведущий вал.
; b x h = 8 x 7 мм; ; ; .
.
.
Прочность обеспечена.
Промежуточный вал.
Проверим шпонку под зубчатым колесом.
d = 55 мм; b x h = 16 x 10 мм; ; ; .
.
.
Прочность не обеспечена, поэтому необходимо поставить ещё одну шпонку.
Ведомый вал.
Из двух шпонок более нагружена та, которая на конце вала, так как меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки.
; b x h = 20 x 12 мм; ; ; .
.
.
Прочность не обеспечена, поэтому необходимо поставить ещё одну шпонку.
Рис. 19 – Шпоночное соеденение.
Рис. 20 – Стакан.
Стакан выполнен литым из чугуна марки СЧ15. Диаметр под подшипник , отсюда принимаем толщину стенки . Толщина фланца , . Высота упорного буртика . Диаметр d принимаем равным 8мм, а число винтов для крепления к корпусу равно 8. Принимая , , получаем минимальный размер фланца стакана .
Рис. 21 – а) крышка подшипника сквозная; б) крышка подшипника глухая.
Крышки подшипников
Размеры сквозной и глухой крышек на ведомом валу: ; ; ; количество винтов для крепления к корпусу ; ; толщина фланца ; ; .
Рис. 22 – Корпус редуктора.
Корпус выполнен из чугуна марки СЧ15. Толщина стенки корпуса определяется по следующей формуле принимаем . Зазор между стенками корпуса и поверхностями колёс – ; . Диаметр фланца , где – наружный диаметр крышки подшипника; ; .
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки: ; нижний пояс корпуса: .
Толщина ребер основания корпуса: m = (0,85 ÷ 1) δ = 8,5 ÷ 10 мм; принимаем m = 9 мм.
Толщина ребер крышки: .
Диаметры болтов:
Учитывая рекомендуемую
Литература