Привод цепного конвейера (стр. 3 из 3)

[τ_к] – пониженные допускаемые напряжения на кручения

[τ_к] = 20 мПа в районе подшипника

[τ_к] = 15 мПа в районе посадки шестерни на вал

d₁=

=53,6мм

Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда на с.5 [2]: d₁=50мм

d₂=

=58,9мм

Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда на с.5 [2]: d=60мм

5. Выбор подшипников

Шарикоподшипники радиальные однорядные для быстроходного вала

Исходные данные

Подшипник № 310

Размеры подшипника: d =50 мм, D =110 мм, B =27, мм r=3,0

Динамическая грузоподъёмность C = 61,8 кН

Статическая грузоподъёмность C₀ =38 кН

Определение опорных реакций

В вертикальной плоскости

∑M_(A)=0

∑Y=0

R_AY+F_r-R_BY=0

R_AY= F_r-R_BY=2816-1408=1408Н

В горизонтальной плоскости

∑M_(A)=0

∑Z=0

R_AZ-F_t-R_BZ=0

R_AZ= F_t-R_BZ=8800-4400=4400Н

Суммарные опорные реакции

F_r1=

F_r2=

Температурный коэффициент

При рабочей температуре подшипника t<105⁰ принимаем К_Т=1

Коэффициент безопасности

Примем что зубчатая передача имеет 9 степень точности. Коэффициент безопасности в этом случае К_б=2 (табл 1.6 [3])

Эквивалентная динамическая нагрузка

Р= К_б∙К_Т∙(XVF_r1+YF_a)=2∙1(0,6∙1∙4,619+0)=5,5 кН

X=0,6 (табл 6.6 [3])

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке

L_h=

=

m=3 шариковых подшипников

Эквивалентная долговечность подшипника

µ_n=коэффициент эквивалентности для среднего нормального режима нагружения (табл. 4.5 [3])

Поскольку L_E>10 000 ч, то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы (рис. 1).

Рис. 1

6. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные

Крутящий момент на ведущей звездочке T₁= 144,1 Н•м

Частота вращения ведущей звездочки n₁= 729 мин^-1

Мощность двигателя Р=11 кВт

Передаточное отношение ременной передачи u=4,5

Выбор ремня

По величине крутящего момента на ведущем шкиве выбираем ремень со следующими параметрами (табл.1) [3]:

тип сечения - С

A= 230 мм²;

b_p=19 мм;

q_m= 0,3 кг/м

h_h= 14 мм

L_min=1800 мм

L_max=10000 мм

d_min=200 мм

Диаметры шкивов

Диаметр ведущего шкива определим по формуле (1) [3]:

d₁=40

=40 =209,7мм

Округлим d₁ до ближайшего значения из ряда на с.5 [3]: d₁=224 мм.

Диаметр ведомого шкива равен:

d₂=u

d₁=4,5 224=987,6 мм

После округления получим: d₂=1000 мм.

Предварительное значение межосевого расстояния

= 0,8 (d₁+d₂)= 0,8 (224+1000)=979,2 мм

Длина ремня

L= 2

+0.5 (d₁+d₂)+ = 2∙979,2+0,5∙3,14 (224+1000)+ =3785 мм

Округлим до ближайшего числа из ряда на с.6 [3]:

L=4000мм.

После выбора Lуточняем межосевое расстояние

= 0,25(L-W+

)=971,5мм

где W = 0.5

(d₁+d₂)= 0.5∙3,14(1000+224)=1921,88

Y= 2 (d₂-d₁)²= 2 (1000-224)² = 1204352

Угол обхвата на ведущем шкиве

= -57. = -57. =134,23⁰

Скорость ремня

V=

= =7,6м/с

Окружное усилие равно

F_t=

= =1286,6

Частота пробегов ремня

= = =1,9 c^-1

Коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне,

C_u=1,14-

=1,14- =1,13

Приведенное полезное напряжение для ремней нормального сечения

= - -0.001V²= - -0.001∙7,6² = 2,72 МПа

Допускаемое полезное напряжение

[

] = C

C_p=2,72∙0,61∙0,75=1,24 МПа

где C

- коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,

C

= 1-0.44 ln

=1-0.44 ln =0,87

C_p - коэффициент режима работы.

C_p = C_н-0,1(n_c-1)=0,85-0,1(2-1)=0,75

C_н- коэффициент нагружения, C_н=0.85

Расчетное число ремней

Z=

= =4,7

где С_z - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями (табл.3) [3], предварительно приняли С_z=0.95.

Округлим полученное до ближайшего большего Z=5, при этом С_z=0.95

Z=

= =5

Сила предварительного натяжения одного ремня

S₀ = 0,75

+ q_mV²=0,75 + 0,30∙7,6² =296,4 кН

Сила, нагружающая валы передачи,

F_b = 2 S₀ Z sin

= 2∙296,4∙5∙sin = 2730,69 Н

Список литературы

1. С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин Курсовое проектирование Деталей машин.

2. Г.Л. Баранов, Ю.В. Песин Расчет цилиндрических зубчатых передач.

3. Г.И. Казанский Детали машин. Методические указания по выполнению курсового проекта.