Проектирование привода пластинчатого конвейера (стр. 3 из 4)

Принимаем: α = 500 мм.

Угол обхвата ремнем ведущего шкива:

α₁ = 180° - 57°

= 180° - 57° = 113,3°

Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем:

[P_n] = [P₀] C_pC_αC_lC_z ,

где [P₀] = 3,82 кВт определяем из табл. 5.5 из условия:

v = πd₁ n₁ / 60 · 10³ = 3,14 · 125 · 700 / 60 · 10³ = 4,58 м/с

Из табл. 5.2: C_p = 1; C_α = 0,86; C_l = 1,04; C_z = 0,98.

[P_n] = 3,82 · 1 · 0,86· 1,04· 0,98 = 3,35 кВт.

Количество клиновых ремней:

Z = P_ном / [P_n] = 3 / 3,35 = 0,89, принимаем: Z =1.

Сила предварительного натяжения:

F₀ =

= = 673,3H

Окружная сила:

F_t = P_ном · 10³ / v = 3 · 10³ / 4,58 = 655H

Силы натяжения:

F₁ = F₀ + F_t / 2z = 673,3 + 655 / 2 · 1 = 1001 H

F₂ = F₀ - F_t / 2z = 673,3 - 655 / 2 · 1 = 345,8 H

Cила давления на вал:

F_оп = 2 F₀ z sin(α₁/2) = 2 · 673,3 · 1 · sin(113,3 / 2) = 1124,9 H

8. Расчет тяговой звездочки

Выберем цепь: М112-1-80-2 ГОСТ 588-81. Шаг цепи: t = 80 мм. Окружная сила на звездочке: F₄ = 40 кН. Скорость тяговой цепи: V₄ = 0,05 м/с. Число зубьев звездочки: Z = 8.

D_Ц = 21 мм – диаметр элемента зацепления.

Геометрическая характеристика зацепления:

λ = t / D_Ц = 80 / 21 = 3,81

Шаг зубьев звездочки:

t_Z = t = 80 мм.

Диаметр делительной окружности:

в шагах: d_t = cosec (180º / z) = cosec (180 / 8) = 2,6131;

в мм: d_д = d_t · t = 2,6131 · 80 = 209 мм.

Диаметр наружной окружности:

D_e = t(K + K_Z – 0,31 / λ) = 80(0,7 + 2,41 – 0,31 / 3,81) = 242 мм

К = 0,7 – коэффициент высоты зуба,

K_Z = ctg (180º / z) = ctg (180º / 8) = 2,41 – коэффициент числа зубьев.

Диаметр окружности впадин:

D_i = d_д – (D_Ц + 0,175

) = 209 – (21 + 0,175 ) = 185,47 мм.

Радиус впадины зубьев:

R = 0,5(D_Ц – 0,05t) = 0,5 · (21 – 0,05 · 80) = 8,5мм.

Половина угла заострения зуба:

γ = 13 - 20º; γ = 16 º

Угол впадины зуба:

β = 2 γ + 360º / z = 2 · 16 + 360º / 8 = 77 º

Ширина зуба звездочки:

b_fmax = 0,9b₃ – 1 = 0,9 · 31 – 1 = 26,9 мм;

b_fmin = 0,87b₃ – 1,7 = 0,87 · 31 – 1,7 = 25,27 мм;

b_f = 26,085 мм.

Ширина вершины зуба:

b = 0,83 b_f = 0,83 · 26,085 = 21,65 мм.

Диаметр венца:

D_C = tK_Z – 1,3h = 80 · 2,41– 1,3 · 40 = 140 мм.

Окружная сила на звездочке: F₄ = 40 кН. Центробежная сила на валы и опоры не передается. Нагрузку на них от полезного натяжения и собственной силы тяжести цепи условно принимают равной: F_r = 1,15F_t = 1,15 · 40 = 46 кН.

9. Расчет быстроходного вала и расчет подшипников для него

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d₁ =

= = 32,6 мм

Принимаем: выходной диаметр Ø34 мм, под подшипники – Ø40 мм.

F_t1 = 5797 H, F_r1 = 2110 H, F_оп = 1124,9 H, d = 46,5 мм, e = 65,5 мм, f = 195,5 мм.

Определим реакции опор:

R_СY = F_r1f / (e+f) = 2110 · 195,5 / 261 = 1580 H

R_DY = F_r1e / (e+f) = 2110 · 65,5 / 261 = 530 H

R_CX = (F_оп · (d + e + f) + F_t1 · f) / (e+f) =

= (1124,9 · 307,5 + 5797 · 195,5) / 261 = 5668 Н

R_DX = (F_оп · d - F_t1 · e) / (e+f) = (1124,9 · 46,5 - 5797 · 65,5) / 261 = -1253,9Н

Проверка:

ΣХ = 0: F_оп – R_CX + F_t1 + R_DX = 0

1124,9 – 5668 + 5797 – 1253,9 = 0

Суммарные реакции:

R_C =

= = 5884 H

R_D =

= = 1361 H

Материал вала – сталь 40X, 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 опасном сечении на сопротивление усталости.

σ_а = σ_u = М_сеч / 0,1d₁³ = 272 · 10³ / 0,1 · 60³ = 12,6 МПа

τ_а = τ_к /2 = Т₁ / 2 · 0,2d₁³ = 173,9 · 10³ / 0,4 · 60³ = 2 МПа

К_σ / К_dσ = 3,8 [2]; К_τ / К_dτ = 2,2 [2];

K_Fσ = K_Fτ = 1 [2]; K_V = 1 [2].

K_σД = (К_σ / К_dσ + 1 / К_Fσ – 1) · 1 / K_V = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

K_τД = (К_τ / К_dτ + 1 / К_Fτ – 1) · 1 / K_V = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ_-1Д = σ_-1 / K_σД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ_-1Д = τ _-1 / K_τД = 200 / 2,2 = 91 МПа

S_σ = σ_-1Д / σ_а = 94,7 / 12,6 = 7,5; S_τ = τ _-1Д / τ _а = 91 / 2 = 45,5

S = S_σS_τ /

= 7,5 · 45,5 / = 7,4 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №308, С = 41 кН, С₀ = 22,4 кН, d×D×B = 40×90×23

Q_A = R_СK_δK_T = 5884 · 1,3 · 1 = 7649 H

Ресурс подшипника:

L_h = a₂₃(C / Q_A)^m (10⁶ / 60n₁) = 0,8 · (41 / 7,649)³ · (10⁶ / 60 · 116,7) = 10,8 · 10⁴ч

10,8 · 10⁴ч > [t] = 2,5 · 10⁴ч

Подшипник подходит.

10. Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него

Диаметр вала, исходя из расчета на кручение:

d₂ =

= = 57,6 мм

Принимаем: диаметр под подшипники – Ø60 мм, под колесо – Ø70мм.

F_t2 = 5797 H, F_r2 = 2110 H, k = 69,5 мм, l = 111,5 мм, m = 88 мм.

F_t3 = 16518 H, F_r3 = 6012 H.

Реакции опор:

в плоскости xz:

R_FX= (F_t2k + F_t3(k+l))/(k+l+m) =(5797·69,5 + 16518·181)/269 = 12612 Н;

R_EX = (F_t3m + F_t2(m+l))/(k+l+m) =(16518·88 + 5797·199,5)/269 = 9702 Н;

Проверка: R_FX + R_EX - F_t2 – F_t3 = 12612 + 9702 - 5797 – 16518 = 0.

в плоскости yz:

R_FY= (F_r2k + F_r3(k+l))/(k+l+m) =(2110·69,5 + 6012·181)/269 = 4590 Н;

R_EY = (F_r3m + F_r2(m+l))/(k+l+m) =(6012·88 + 2110·199,5)/269 = 3532 Н;

Проверка: R_FY + R_EY – F_r2 – F_r3 = 4590 + 2532 – 2110 - 6012 = 0.

Суммарные реакции:

R_F =

= = 13421 H;

R_E =

= = 10325 H;

Опасное сечение – место под колесо второй цилиндрической передачи.

Материал вала – сталь 40Х, 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].

Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

М_у = R_EX(k+l) – F_t2l = 9702 · 0,181 – 5797 · 0,1115 = 1110 Н·м;

М_х = R_EY(k+l) – F_r2l= 3532 · 0,181 – 2110 · 0,1115 = 404 Н·м;

М_сеч =

= = 1181 Н·м.

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

σ_а = σ_u = М_сеч / 0,1d³ = 1181 · 10³ / 0,1 · 116³ = 7,6 МПа

τ_а = τ_к /2 = Т₂ / 2 · 0,2d³ = 958,1 · 10³ / 0,4 · 116³ = 1,5 МПа

К_σ / К_dσ = 3,8 [2]; К_τ / К_dτ = 2,2 [2];

K_Fσ = K_Fτ = 1 [2]; K_V = 1 [2].

K_σД = (К_σ / К_dσ + 1 / К_Fσ – 1) · 1 / K_V = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

K_τД = (К_τ / К_dτ + 1 / К_Fτ – 1) · 1 / K_V = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ_-1Д = σ_-1 / K_σД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа

τ_-1Д = τ _-1 / K_τД = 200 / 2,2 = 91 МПа

S_σ = σ_-1Д / σ_а = 94,7 / 7,6 = 12,5; S_τ = τ _-1Д / τ _а = 91 / 1,5 = 60,6

S = S_σS_τ /

= 12,5 · 60,6 / =12,2 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №312, С = 81,9 кН, С₀ = 48 кН, d×D×B = 60×130×31

Q_A = R_FK_δK_T = 13421 · 1,3 · 1 = 17447H

Ресурс подшипника:

L_h = a₂₃(C / Q_A)^m (10⁶ / 60n₂) = 0,8 · (81,9 / 17,447)³ · (10⁶ / 60 · 20,55) = 6,7 · 10⁴ч

6,7 · 10⁴ч > [t] = 2,5 · 10⁴ч

Подшипник подходит.

10. Расчет тихоходного вала и расчет подшипников для него

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d₃ =

= = 83,4 мм

Принимаем: выходной диаметр Ø90 мм, под подшипники – Ø100 мм, под колесо - Ø110 мм.