Курсовая работа: Привод к скребковому конвееру
Расчет клиноременной
передачи
Выбор типа сечения ремня
По номограмме [1;с.123]
принимаем сечение клинового ремня А нормального сечения
Определяем диаметра
ведомого шкива d2
d2= d1u( 1-ε ) (2.26)
где, ε=0,015- коэффициент скольжения
[1;с.81]
d1=100 мм [1;с.89]
d2=100·3,69(1- 0,015)=363,46 мм
Принимаем d2=355, по таблице К40 [1;с.449]
Уточняем фактическое
передаточное число uф
uф= d2/ d1( 1-ε
) (2.27)
uф=355/100(1-0,015)=3,6
∆u= uф – u/ u·100%=3,6 – 3,69/ 3,69·100% =2,4 %≤3%
Определяем межосевое
расстояние α, мм
α≥0,55(d1 + d2
) +h(H) (2.28)
где, h(H)=8 – высота сечения клинового ремня по таблице К31 [1;с.440]
α≥0,55(100+355)+8=258,25
Определяем расчетную
длину ремня LР
L=2α+π/2(d1 + d2
)+(d2 – d1)2/4 α (2.29)
L=2·258+3,14/2(100+355)+(355-100)
2/4·258=1293 мм
Принимаем L=1250 мм, по таблице К31[1;с.440]
Уточняем значение
межосевого расстояния
α=1/8[2L-π (d2 +d1)+√[ 2L-π (d2
+d1)]2 -8(d2 – d1) 2] (2.30)
α=1/8[2·1250 – 3,14(355+100)+√[2·1250-3,14(355+100)]
2 -8(355-100) 2]=354 мм
При монтаже передачи
необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 L=0,01·1250=12,5 мм для
обеспечения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 L=0,025·1250=31,25 мм для
увеличения натяжения ремней.
Определяем угол обхвата
ремней ведущего шкива
α1 =
180º - 57º (d2
– d1)/α (2.31)
α1 =
180º- 57º (355- 100)354 - 57º =127º>120º
Определяем частоту
пробегов ремня
U=u/L
U=4,97/1250=0,004 с -1 (2.32)
Определяем скорость ремня
υ,м/с
υ=πd1n1/60·103 (2.33)
υ=3,14·100·950/60·103=4,97≤25 м/с
Определяем допускаемую
мощность
Р=Р оСРСαС1Сz (2.34)
где, Р о=0,67
кВт – допускаемая приведенная мощность, по таблице 5.2 [1;с.89]
СР=1 –
коэффициент динамической нагрузки;
Сα=0,95 –
коэффициент угла обхвата;
Сυ =1,04
– коэффициент влияния от натяжения от центробежных сил;
Сz=0,9 – коэффициент
числа ремней в комплекте
С1=1 –
коэффициент влияния отношения L/l [1;с.82]
Р=0,67·1·0,95·1,04·0,9=0,52
кВт
Определяем количество
клиновых ремней
z=Рном/Р (2.35)
z=2,32/0,52=4,46 кВт
Принимаем z=4
Определяем силу предварительно
натяжения ремня
Fo=850 Рном С1/
zυ Сα СР (2.36)
Fo=850·2,32·1,04/4·0,95·1·4,97=109
Н
Определяем окружную силу
Ft= Рном103/υ
Ft= 2,32·103/4,97=466 Н (2.37)
Определяем силы натяжения
ведущей F1 и ведомой F2 ветвей
F1= Fo + Ft/2z (2.38)
F1=109+466/2·4=167 Н
Определяем силу давления
ремней на вал
Fon=2
Foz·sin α1/2 (2.39)
Fon=2·109·4·
sin127º/2=780 Н
Результаты расчета сводим
в таблицу 3
Таблица 3 – Параметры
клиноременной передачи,мм
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
Тип ремня |
клиновой |
Частота прбегов в ремне U |
0,004 с-1
|
Сечение ремня |
А |
Диаметр ведущего шкива d1
|
100 |
Количество ремней z |
4 |
Диаметр ведомого шкива d2
|
355 |
Межосевое расстояние α |
354 |
Максимальное напряжение σmax
|
10 МПа |
Длина ремня L |
1250 |
Предварительное натяжение ремня Fo
|
109 Н |
Угол обхвата малого шкива α1
|
127º |
Сила давления ремня на вал Fon
|
780 Н |
3. Предварительный
расчет валов редуктора
Предварительный расчет
валов редуктора ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры
каждой ступени вала : ее диаметр и длину. Ведущий вал
(3.1)
=27,4 мм
где Т2=82,9
Нм, вращающий момент на валу
τ adm = 30 МПа
Принимаем диаметр
выходного конца вала dв1=30 мм
Диаметр вала под
подшипники принимаем dп1=35 мм
Рисунок 1 – Конструкция
ведущего вала
вал ведомый
где Т3=321,7
Нм, вращающий момент на валу
τ adm = 30 МПа
Принимаем dв2=40 мм
Диаметр вала под
подшипники принимаем dв2=45 мм
Диаметр под зубчатое
колесо dк2=50 мм
Диаметр буртика d2=55 мм
Рисунок 2 – Конструкция
ведомого вала
электродвигатель
шпонка подшипник вал
Конструктивные размеры
шестерни и колеса
Шестерня выполняется за
одно целое с валом
d1=56 мм
dа1=60 мм
df1=51 мм
b1=60 мм
Колесо кованное
d2=224 мм
dа2=228 мм
b2=56 мм
Диаметр ступицы
dст=1,6 dк2
dст=1,6·50=80 мм
Длина ступицы
L ст=(1,2…1,5) dк2
L ст=(1,2…1,5)50=60..75 (3.2)
Принимаем L ст=70 мм
Толщина обода
δ=(2,5…4) mn (3.3)
δ=(2,5…4)2=5…8 мм
Принимаем δ=8 мм
Толщина диска
(3.4)
С=0,3 b2
С=0,3·56=16,8
Принимаем С=18 мм
4.
Эскизная компоновка
Компоновку проводят в2
этапа.1-ый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и
звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и
подбора подшипников.
Примерно посередине листа
параллельно его длиной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем 2
вертикальные линии – оси валов на расстоянии αW =140 мм.
Вычерчиваем упрощенно
шестерню и колесо в виде прямоугольников, шестерня выполнена за одно целое с
валом, длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы
прямоугольника.
Очерчиваем внутреннюю
стенку корпуса. Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой
корпуса А1 = 1,2 δ . Принимаем зазор окружности вершин зубьев
колеса до внутренней стенки корпуса А = δ . Назначаем радиальные
шарикоподшипники легкой серии.
Таблица – 4
Шарикоподшипники радиальные однорядные, мм ГОСТ 8338-75
УО подшипников |
d |
D |
В |
Грузоподъемность,кН |
Сo
|
Сor
|
207 |
35 |
72 |
17 |
22,5 |
13,7 |
209 |
45 |
85 |
19 |
32,2 |
18,6 |
5. Подбор
и проверочный расчет шпонок
Для соединения вала с
деталями передающих вращение, кручение принимаем призматические шпонки из стали
имеющие σв≥600 МПа – сталь 45, по таблице 8.9 [4;с.171].Длину
шпонки назначаем из стандартного ряда, так чтобы она была несколько меньше
длины ступени.
Таблица5 – Шпонки
призматические, мм ГОСТ 23360-78
Диаметр вала,d |
Сечение вала
|
Глубина паза вала t1
|
Глубина паза
втулки t1
|
Фаска
º
|
30 |
|
5 |
3,3 |
0,25 – 0,40 |
50 |
|
5 |
3,3 |
0,25 – 0,40 |
40 |
|
5 |
3,3 |
0,25 – 0,40 |
Вал ведущий, d=30 мм
Страницы: 1, 2, 3
|