Xreferat.com » Рефераты по промышленности и производству » Привод ленточного конвейера

Привод ленточного конвейера

Кафедра «Основы проектирования машин»


Курсовой проект

Тема “Привод ленточного конвейера”


Содержание


Введение

1. Техническое задание

2. Энергетический и кинематический расчёт привода

3. Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач

4. Расчёт тихоходной зубчатой передачи

4.1 Проектный расчёт передачи

4.2 Проверочный расчёт передачи на контактную выносливость

4.3 Проверочный расчёт передачи по напряжениям изгиба

4.4 Расчёт геометрических параметров передачи

5. Расчёт быстроходной зубчатой передачи

5.1 Проектный расчёт и определение геометрических параметров передачи

6. Расчёт валов

6.1 Проектный расчёт валов

6.2 Проверочный расчёт тихоходного вала редуктора

7. Выбор подшипников качения

7.1 Проверочный расчёт подшипников качения тихоходного вала

8. Расчёт шпоночных соединений

9. Выбор муфт

10. Смазка редуктора

Заключение

Список использованной литературы


Введение


Червячно-цилиндрические редукторы имеют разъёмный корпус для цилиндрической передачи. В этом случае может быть использован нормальный корпус червячного редуктора. В расточку корпуса под роликовый подшипник с короткими цилиндрическими роликами вставлена втулка корпуса цилиндрической передачи, которая крепится к фланцу корпуса червячной передачи болтами, которые между собой связаны проволокой для устранения самоотвинчивания.

Для маслонепроницаемости в местах торцевых соединений корпуса цилиндрической и червячной передачи, а также торцевой крышки с корпусом цилиндрической передачи прокладываются картонные прокладки. Крышка должна быть достаточно жёсткой и для обеспечения маслонепроницаемости болты, стягивающие две детали, размещаются на расстоянии, равном 6…8 диаметрам болта. Положение крышки относительно корпуса фиксируется двумя вытяжными коническими штифтами, расположенными на противоположных сторонах торцевого фланца.

Червяк, изготовленный за одно целое с валом, устанавливается с одной стороны на два конических роликовых подшипника с углом конуса 27° и воспринимает как радиальную, так и осевую нагрузку. На другом конце вала установлен однорядный цилиндрический подшипник с короткими цилиндрическими роликами с бортами на внутреннем кольце, что обеспечивает свободное перемещение вала по роликам при температурном расширении. Составное червячное колесо, изготовленное напресовкой бронзового венца на стальную ступицу с дополнительным стопорением тремя винтами, установлено на выходном валу редуктора по посадке с гарантированным натягом в сочетании со шпоночным соединением. Опорами вала червячного колеса являются радиально-упорные роликовые подшипники.

Цилиндрическая передача в данных редукторах ограничивается окружной скоростью от 2 до 8 м/с и может выполняться прямозубой или косозубой. Ограничение скорости предусматривает устранение возможного перегрева масла в картере цилиндрической передачи при вращении.


1. Техническое задание


Привод ленточного конвейера

Рисунок 1 – Схема привода 1– электродвигатель; 2– муфта упругая; 3– редуктор; 4– муфта зубчатая; 5– вал приводной.


Исходные данные

1 Тяговое усилие Ft = 4,6 кН;

2 Скорость ленты V=0,25 м/с;

3 Диаметр барабана D=275 мм;

4 Длина барабана L=350 мм


2. Энергетический и кинематический расчёт привода


Определение номинальной мощности привода и выбор электродвигателя

Номинальная мощность электродвигателя:


P=Привод ленточного конвейера (1)


где Р - номинальная мощность требуемого электродвигателя;

Ft - тяговое усилие;

V - скорость ленты;

η - КПД привода

Общий КПД привода:


η = η1Чη2ЧηПривод ленточного конвейераЧη4Чη5Привод ленточного конвейера (2)


где η1 - КПД цилиндрической зубчатой передачи с косыми зубьями,

η1=0,98 (таблица 2.1 [3]);

η2 - КПД червячной передачи, η2=0,75 (таблица 2.1 [3]);

η3 - КПД подшипников качения, η3 =0,995 (таблица 2.1 [3]);

η4 - КПД муфты упругокомпенсирующей, η4 =0,995 (таблица 2.1 [3]);

η5 - КПД муфты жёсткокомпенсирующей, η5 =0,995 (таблица 2.1 [3]);

η=0,98Ч0,75Ч0,9954Ч0,995Ч0,995 =0,723

р=Привод ленточного конвейера = 1,59 кВт

После определения расчётной мощности двигателя предварительно определяем частоту вращения вала ротора, для чего частоту вращения вала привода умножаем на общее ориентировочное передаточное число привода:


nб = 60Ч1000V/πD (3)


где nб – частота вращения барабана;

V - скорость ленты;

D- диаметр барабана;

nб =60 Ч 1000 Ч 0,25/ 3,14 Ч 275 = 17,4 мин-1

По таблице 2.2 [3] ориентировочно определяем общее передаточное число привода:


Uоб = U1ЧU2 (4)


где U1 – передаточное число зубчатой цилиндрической передачи с косозубыми колёсами в закрытом корпусе, U1=4;

U2 – передаточное число червячной передачи при двухзаходнем червяке, U2=40

Uоб = 4Ч40=160

Ориентировочная частота вращения вала ротора электродвигателя:


nэд= nбЧ Uоб=17,4Ч160=2784 мин-1 (5)


Зная мощность и частоту вращения вала ротора электродвигателя, по таблице 2.3 [3] выбираем двигатель асинхронный единой серии АИР с номинальной мощностью Nдв=1,9 кВт.

Электродвигатель АИРС80В2: Рдв=1,9 кВт, nдв=2830 мин-1

Определение общего передаточного числа привода

Общее передаточное число привода определяется по формуле:


U= nдв/ nб (6)


где nдв- частота вращения ротора двигателя, nдв=2830 мин-1;

nб - частота вращения барабана, nб= 17,4 мин-1;

U= 2830/17,4=162,64

Производим разбивку общего передаточного числа по ступеням. Принимаем передаточное число тихоходной ступени Uт=40, быстроходной


Uб= U/ Uт (7)


Uб=162,64/40=4,07

Определение частот вращения валов редуктора


n1 = nдв=2830 мин-1; (8)

n2= n1/ Uб=2830/4,07=695,33 мин-1; (9)

n3= n2/ Uт =695,33/40=17,38 мин-1; (10)

n4= n3=17,38 мин-1; (11)


Определение угловых скоростей валов привода


ω1 = πЧ n1/30 = 3,14Ч2830/30 = 296,21 с-1; (12)

ω2 = πЧ n2/30 = 3,14Ч695,33/30 = 72,78 с-1; (13)

ω3 = π Ч n 3/30 = 3,14Ч 17,38/30 = 1,82 с-1; (14)

ω4 = ω3 = 1,82 с-1 (15)


Определение мощностей, передаваемых валами привода


р1 = р Ч η3 Ч η4 (16)


где Р - номинальная мощность требуемого электродвигателя,

р =1,7кВт;

η3 - КПД подшипников качения, η3 =0,995 (таблица 2.1[3]);

η4 - КПД муфты упругокомпенсирующей, η4 =0,995 (таблица 2.1 [3]);

р1=1,9Ч 0,995Ч 0,995=1,88 кВт


р2= р1Ч η1Ч η3 (17)


где η1 - КПД цилиндрической зубчатой передачи с косыми зубьями

η1 =0,98 (таблица 2.1[3]);

η3 - КПД подшипников качения, η3 =0,995 (таблица 2.1 [3]);

р2=1,88Ч 0,98Ч 0,995=1,83 кВт


р3=р2Ч η2Ч η3 (18)


где η2 - КПД червячной передачи, η2=0,75 (таблица 2.1[3]);

η3 - КПД подшипников качения, η3 =0,995 (таблица 2.1[3]);

р3=1,83Ч 0,75Ч 0,995=1,38 кВт


р4=р3 Ч η3 Ч η5 (19)


где η3 - КПД подшипников качения, η3 =0,995 (таблица 2.1[3]);

η5 - КПД муфты жёсткокомпенсирующей, η5 =0,995 (таблица 2.1[3]);

р4=1,38Ч 0,995Ч 0,995=1,37 кВт

Определение крутящих моментов на валах привода:


Т1=9550Привод ленточного конвейера=9550Привод ленточного конвейера=6,34 НЧм (20)

Т2=9550Привод ленточного конвейера=9550Привод ленточного конвейера=25,13 НЧм (21)

Т3=9550Привод ленточного конвейераПривод ленточного конвейера=9550Привод ленточного конвейера=758,29 НЧм (22)

Т4=9550Привод ленточного конвейера=9550Привод ленточного конвейера=752,79 НЧм (23)

Таблица 1 – Значения параметров элементов привода

№ вала

Частота вращения

n, мин-1

Угловая Скорость ω, с-1

Мощность

Р, кВт

Крутящий

моментТ, НЧм

Передаточное

Число U

1 2830 296,21 1,88 6,34 4,07
2 695,33 72,78 1,83 25,13
40
3 17,38 1,82 1,38 758,29
4 17,38 1,82 1,37 752,79

3. Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач


Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени.

В связи с высокими скоростями скольжения и неблагоприятными условиями смазки материалы червячной пары должны обладать антифрикционными свойствами, износостойкостью и пониженной склонностью к заеданию.

Предварительно оцениваем скорость скольжения


νs = 4,5Ч 10-4Ч n2Привод ленточного конвейера (24)


где Т3 – момент на червячном колесе, Т3 = 752,79 НЧм;

n2 – частота вращения червяка, n2 = 695,33 мин-1;

νs = 4,5Ч 10-4Ч 695,33 Привод ленточного конвейера= 2,85 м/с

Так как при скоростях скольжения (2ч5)м/с в качестве материала для изготовления зубчатых венцов червячных колес применяются безоловянистые бронзы, то принимаем бронзу БрАЖ9-4 со следующими механическими свойствами: σв=400 МПа, σт=200 МПа (таблица 9.4[1]). Материал червяка выбираем сталь 40Х со следующими механическими свойствами: σв=1000 МПа, σт =800 МПа, закалка до 54 HRC (таблица8.8[1]).

Определяем допускаемые контактные напряжения:


[σн] = 300 – 25 Ч νs ≤ [σн]max (25)


[σн] = 300 – 25Ч 2,85 = 228,75 МПа


[σн]max = 1,65 σт (26)


[σн]max = 1,65 Ч 800 = 1320 МПа,

условие соблюдается.

Определяем допускаемые напряжения изгиба:


[σF] = 0,25Чσт +0,08Чσв ≤ [σF]max (27)


[σF] =0,25Ч 200 +0,08Ч 400=82 МПа


[σF]max = 2Ч σт=2 Ч 200 = 400 МПа (28)


Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени.

В соответствии с рекомендациями [1] и принимаем сталь 45Х (улучшение) - для шестерни и сталь 40Х (улучшение) - для колеса


Таблица 2 – Значения параметров элементов привода

Марка стали Твердость НВ σт, МПа σв, МПа
45Х 240-280 650 850
40Х 230-260 520 750

Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

Привод ленточного конвейера

(29)


где σH0 – предел контактной выносливости (таблица 4.2 [2]);

Sн – коэффициент безопасности, Sн=1,1;

КHL – коэффициент долговечности;

Для шестерни: σH01 = 2НВ+70 = 2Ч 260+70=590 МПа (30)

Для колеса: σH02 = 2НВ+70 = 2Ч 245 +70=560 МПа (31)


Для прямозубых колес, а также для косозубых с небольшой разностью твердости зубьев шестерни и колеса за рассчетное принимаем меньшее из двух допускаемых напряжений, определяемых для материала шестерни [σн]1 и колеса [σн]2

Коэффициент долговечности учитывает влияние срока службы и режима нагрузки передачи (1≤ КHL ≤2,6). Прежде чем находить коэффициент долговечности, определим базовое NHO и эквивалентное NHE число циклов, соответствующие пределу выносливости для шестерни и колеса.

Базовое число циклов [2, рис.4.1.3]

NHO1= 1,8 Ч 107

NHO2= 1,6 Ч 107

Эквивалентное число циклов


NHE1= 60 · n1 · с · Lh · kHE (32)

NHE2= 60 · n2 · с · Lh · kHE (33)


где Lh - продолжительность работы передачи, часов. При продолжительности работы 24 часа в течении 300 рабочих дней в году (срок службы редуктора 5 лет, коэффициент использования Ксут=0,29):


Lh = 5Ч 300Ч 24Ч 0,29=10440 ч (34)


N1 – частота вращения шестерни, n1=2830 мин-1;

n2 – частота вращения зубчатого колеса , n2=695,33 мин-1;

c – число колёс находящихся в зацеплении с рассчитываемым, c=1;

kHE - коэффициент, учитывающий изменение нагрузки передачи в соответствии с циклограммой нагружения передачи. Так как циклограмма нагружения в условии задания не дана, то принимаем ее произвольно (рис. 1).


Привод ленточного конвейера

Рисунок 2 – Циклограмма нагружения передачи


Согласно формуле [2, с. 42]

Привод ленточного конвейера

(35)


где qh - показатель степени кривой усталости при расчете на контактную выносливость, qh = 6;

Ti - крутящие моменты, которые учитывают при расчете на усталость;

Tmax - максимальный из моментов, учитываемых при расчете на усталость;

t i - соответствующее моментам Ti время работы.

Тогда получим:

kHE = 10,5 · 6 · 0,2 + 0,75 0,5 · 6 · 0,5 + 0,5 0,5 · 6 · 0,3 = 0,45

NHE1= 60 · 2830 · 1 · 10440 · 0,45 = 79,8 · 107

NHE2= 60 · 695,33 · 1 · 10440 · 0,45 = 19,6 · 107

Так как NHO < NHE, принимаем КHL = 1.

Привод ленточного конвейера

Привод ленточного конвейера

Для дальнейшего расчета принимаем меньшее из рассчитанных значений, то есть σHР = 509,1 МПа.

Определяем допускаемые напряжения изгиба


Привод ленточного конвейера(36)


где σFi - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба (табл. 4.1.3, [2]):


σFi = 1,75 HBi (37)


σF1 = 1,75 · 260 = 455МПа

σF2 = 1,75 · 245 = 429МПа

КFC - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. Так как нагрузка односторонняя, КFC = 1;

0,4 – коэффициент безопасности по напряжениям изгиба;

КFL - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы

Расчет КFL аналогичен расчету КHL

Базовое число циклов σFO = 4 · 106

Эквивалентное число циклов

Привод ленточного конвейера

(38)

Привод ленточного конвейера

(38)


где qF = 6 при НВ<350


kFE = 16 · 0,2 + 0,756 · 0,5 + 0,56 · 0,3 = 0,29

NFE1= 60 · 2830 · 1 · 10440 · 0,29 = 51,4 · 107

NFE2= 60 · 695,33 · 1 · 10440 · 0,29 = 12,6 · 107

Следовательно, при NFО < NFE , КFL = 1

Привод ленточного конвейера

Привод ленточного конвейера


4. Расчёт тихоходной зубчатой передачи


4.1 Проектный расчёт передачи


Задаёмся коэффициентом нагрузки К=1,1 ( 1< К <1,4), числом витков (заходов) червяка Z3=1 (рекомендуется выбирать однозаходный червяк при U>20 , в нашем случае передаточное число червячной пары U=40) .

Определяем число зубьев червячного колеса:


Z4 = UтЧ Z3 = 40Ч1 = 40 (39)


Z4 = 40 > Zmin = 28, следовательно в передаче зубья червячного колеса подрезаться не будут, поэтому колесо можно изготавливать без смещения.

По ГОСТ 19672-74 принимаем коэффициент диаметра червяка q=16 с учётом выполнения условия q >0,25 Ч Z2 (16 > 10);

Определяем межосевое расстояние :


Привод ленточного конвейера (40)


где T4 - момент на валу червячного колеса, T3=758,29 НЧ м;


EПР = 2ЧE3ЧE4/(E3+E4) (41)


где E3 - модуль упругости материала червяка, E3=2,1Ч105 МПа (сталь);

E4 - модуль упругости материала червячного колеса, E4=0,9Ч105 МПа (бронза).

EПР = 2Ч 2,1Ч 105Ч 0,9Ч105/ (2,1Ч 105+0,9Ч105) = 1,26Ч 105 МПа;

[σн] - допускаемые контактные напряжения, [σн] = 228,75 МПа;

Привод ленточного конвейера

Округляем по ряду Ra40 (рекомендация к формуле 8.14 [1]) и принимаем аw=140 мм.

Определяем модуль зацепления:


Привод ленточного конвейера (42)


Привод ленточного конвейера

Принимаем m=5мм.

Необходимый коэффициент смещения:


Привод ленточного конвейера (43)


Привод ленточного конвейера

Определяем делительные диаметры червяка (d3) и червячного колеса(d4):


d3 = q · m = 16 · 5 = 90 мм (44)

d4 = Z2 · m = 40 · 5 = 200 мм (45)


Проверяем выбранное значение vs:


Привод ленточного конвейера (46)


где γ – угол подъёма винтовой линии зубьев червяка;

v3– абсолютная скорость червяка.


Привод ленточного конвейера (47)

Привод ленточного конвейера (48)


Привод ленточного конвейера

Было принято 2,85 м/с – материал БрАЖ9-4 сохраняем.


4.2 Проверочный расчёт передачи на контактную выносливость


Привод ленточного конвейера (49)


где Kн – коэффициент расчетной нагрузки


KH = KF = Kv · Kβ (50)


где Kv – коэффициент динамической нагрузки, Kv = 1,1 (§9.6, [1]);

Kβ – коэффициент концентрации нагрузки, Kβ = 1 (§9.6, [1])

KH = KF = 1,1·1=1,1

2d – угол обхвата червяка венцом колеса, согласно рекомендациям §9.1, [1] 2d = 100°, следовательно d = 50°= 0,8727 рад;

ea – торцовый коэффициент перекрытия в средней плоскости червячного колеса:


Привод ленточного конвейера (51)


Привод ленточного конвейера

x– коэффициент, учитывающий уменьшение длины контактной линии в связи с тем, что соприкосновение осуществляется не по полной дуге обхвата, x=0,75;

a=200 – профильный угол.

Привод ленточного конвейера

Условие контактной прочности соблюдается, отклонение ≈18% считаем допустимым, так как при стандартных m и q не всегда можно получить близкие σН и [σН].


4.3 Проверочный расчёт передачи по напряжениям изгиба


Привод ленточного конвейера (52)


где YF- коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев колеса Zv:


Привод ленточного конвейера (53)


YF=1,55 (§9.6, [1])

Ft4- окружная сила на червячном колесе:


Привод ленточного конвейера (54)

Привод ленточного конвейера (55)


b4- ширина венца червячного колеса. Для Z3=1:


Привод ленточного конвейера (56)


где dа3 – диаметр вершин витков червяка


Привод ленточного конвейера (57)


Привод ленточного конвейера

Привод ленточного конвейера

Прочность соблюдается.


4.4 Расчёт геометрических параметров передачи


Уточняем КПД по формуле 9.9 [1]


Привод ленточного конвейера (58)


где φ – коэффициент трения или угол трения, φ=1°25' (таблица 9.3 [1])

Привод ленточного конвейера

Ранее было принято η=0,76. Отклонение ≈4% считаем допустимым и не производим уточняющего расчета на прочность, так как запасы прочности были достаточно большими.

Расчёт геометрических параметров передачи

Основные параметры для червяка:

число заходов Z3=1;

модуль m = 5;

коэффициент диаметра червяка q = 16;

делительный диаметр : d3 = 90 мм;

диаметр вершин: da3 = 100 мм;

диаметр впадин:


df3 = d3 - 2,4Чm = 90 - 2,4Ч5 = 78 мм; (59)


длина нарезной части:


b3і(11+0,06ЧZ4)Чm=(11+0,06Ч40)Ч5 = 67мм (60) (таблица 9.1 [1]).


Учитывая рекомендации к таблице 9.1 принимаем:

b3= 67 + 25 = 93 мм;

Основные размеры для червячного колеса:

коэффициент смещения χ = 0;

число зубьев Z4 = 40;

делительный диаметр : d4 = 200 мм ;

диаметр вершин:


da4=(Z4+2+2χ)Чm = (40+2+2Ч0)Ч5 = 210 мм; (61)


диаметр впадин :

df4=( Z4 - 2,4+2 χ)Чm = (40-2,4+2Ч0)Ч5 = 188 мм; (62)


наибольший диаметр колеса при Z3 = 1:


daм4 = da4 + m = 210 + 5 = 215 мм; (63)


ширина венца червячного колеса b4 = 75 мм;

По таблице 9.2 [1] назначаем 8-ю степень точности.


5. Расчёт быстроходной зубчатой передачи


5.1 Проектный расчёт и определение геометрических параметров передачи


Определяем желаемое межосевое расстояние aωg:


Привод ленточного конвейера (64)


где ka = 43 для косозубых передач;

ψba – коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния (табл. 4.2.6, 4.2.7 [2]), ψba = 0,315;

КНβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, КНβ = f(HB, расположение колес относительно опор, ψbd) (рис. 4.2.2а, б)


Привод ленточного конвейера (65)


КНβ = 1,28;

Ка– коэффициент внешней динамической нагрузки (табл. 4.2.9 [2]), Ка=1.

Привод ленточного конвейера

Принимаем по ГОСТ2185-66 аω=63 мм.

Ширина венцов:

– зубчатого колеса

b2 = ψba·aω = 0,315 · 63 = 19,85 мм; (66)


Принимаем b2 = 20мм;

– шестерни b1 = b2 +(3ч5) = 23 мм.

Принимая предварительно Z1'=19 и β'=15°, определяем модуль зацепления:


Привод ленточного конвейера (67)


Принимаем mn = 1,25 (по ГОСТ9563-60).

Определяем суммарное число зубьев передачи


Привод ленточного конвейера

Привод ленточного конвейера(68)


Принимаем ZΣ = 97.

Действительный угол наклона зуба

Привод ленточного конвейера

(69)


следовательно Привод ленточного конвейера (70)

Число зубьев шестерни

Привод ленточного конвейера

(71)


Принимаем Z1 = 19.

Число зубьев зубчатого колеса


Z2 = ZΣ – Z1 = 97-19 = 78 (72)


Действительное передаточное число


Uд = Z2/ Z1 = 78/19 = 4,11 (73)


Отклонение ≈1% считаем допустимым.


6. Расчёт валов


6.1 Проектный расчёт валов


Проектный расчёт тихоходного вала

Расстояние между опорами вала червячного колеса (рис.6.а, табл. на стр. 284 [2]):


L=Lст + 2X + W (74)


где Lст — длинна ступицы колеса, которая определяется по формуле


Lст = bω4 + (5ч10)мм = 75 + 10 = 85мм (75)


Х – зазор между червяком и стенками редуктора, Х=15 мм;

W – ширина стенки корпуса в месте установки подшипников, W=80мм;

L = 85 + 2·15 + 80 = 195 мм

Расстояние между муфтой и правым подшипником f = 110 мм.

Диаметр выходного конца вала определяем расчетом на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям [τ] = 20-30МПа:

Привод ленточного конвейера

(76)


Принимаем окончательно по ГОСТ 12080-66 диаметр и длину выходного конца вала: dк =60мм, lк =80мм;

Диаметр вала под подшипниками dп=65мм;

Диаметр вала под червячным колесом dЧ=70мм;

Диаметр буртика dб=80мм.

Проектный расчёт промежуточного вала:

Расстояние между опорами вала червяка l ≈ dам4 = 215 мм;

Диаметр входного конца вала:


Привод ленточного конвейера

(77)


Принимаем окончательно по ГОСТ 12080-66 диаметр входного конца вала: dк = 25мм.

Диаметр вала под подшипниками dп=25мм.

Проектный расчёт быстроходного вала

Расстояние между опорами вала червячного колеса:


L=Lст + 2X + W (78)


где Lст — длинна ступицы колеса, которая определяется по формуле


Lст = bω4 + (5ч10)мм = 15 + 10 = 25мм (79)


Х – зазор между червяком и стенками редуктора, Х=10 мм;

W – ширина стенки корпуса в месте установки подшипников, W=30мм;

L = 25 + 2·15 + 30 = 85 мм

Расстояние между муфтой и правым подшипником f = 40 мм.

Диаметр выходного конца вала определяем расчетом на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям [τ] = 20-30МПа:

Привод ленточного конвейера

(80)


Принимаем окончательно по ГОСТ 12080-66 диаметр и длину выходного конца вала: dк =16мм, lк =28мм;

Диаметр вала под подшипниками dп=20мм.

6.2 Проверочный расчёт тихоходного вала редуктора


Силы в зацеплении:

Окружная сила на колесе Ft4 = 7582,9 Н;

Осевая сила на колесе


Привод ленточного конвейера (81)


Радиальная сила на колесе


Привод ленточного конвейера (82)


Неуравновешенная составляющая усилия, передаваемого муфтой:


SM=250Привод ленточного конвейера=250Ч

Если Вам нужна помощь с академической работой (курсовая, контрольная, диплом, реферат и т.д.), обратитесь к нашим специалистам. Более 90000 специалистов готовы Вам помочь.
Бесплатные корректировки и доработки. Бесплатная оценка стоимости работы.
Подробнее

Поможем написать работу на аналогичную тему

Получить выполненную работу или консультацию специалиста по вашему учебному проекту
Нужна помощь в написании работы?
Мы - биржа профессиональных авторов (преподавателей и доцентов вузов). Пишем статьи РИНЦ, ВАК, Scopus. Помогаем в публикации. Правки вносим бесплатно.

Похожие рефераты: