Привод ленточного конвейера 4 (стр. 9 из 9)
Удаление масла производится через сливную масленую пробку М24х1,5 ГОСТ 9833-73.
Контроль уровня масла производим с помощь трубчатого масло указателя Н = 210мм.
3. Расчет клиноременной передачи
По графику рис.12.23 (2) выбираем сечение ремня. Рекомендуют сечение Б. По графику рис.12.26 (2), учитывая рекомендацию 12.31(2), принимаем dр1= 250 мм и находим Р0=4.5 кВт. Рассчитываем геометрические параметры передачи: dр2= dр1.iрем=250.2.5=625 мм, по ряду Ra40 принимаем dр2=630 мм. По рекомендации 12.29(2) предварительно принимаем а9= dр2 =630мм. По формуле:
l=2.a+0.5(d1+d2)+(d1-d2)2(5.1)
находим: l=2.630+0.53.14(630+250)+(630-250)2=2699 мм.
По таблице 12.2 принимаем l=2700 мм.
По формуле:
, (5.2)где l - длинна ремня,l=2700 мм,
d1и d2 - диаметры соответствующих шкивов, d1=630 мм и d2=250 мм,
а - межосевое расстояние,
уточняем:
По формуле:
a=1808-57(d2-d1)/a=1808-57(630-250)/627=1448 (5.3)
вычисляем угол обхвата ремня малого шкива. Значение находится в допускаемых пределах [см.рекомендации.12.29(2)]
По формуле:
Pp=P0.Ca.Cl.Ci/Cp,(5.4)
где Сa- коэффициент угла обхвата. Здесь Сa=0.87[см. стр.272(2)],
Сl - коэффициент длинны ремня, по рис.12.27(2) Сl=1.05,
Ci - коэффициент передаточного отношения, по рис.12.28(2) Ci=1.135,
Cp - коэффициент режима нагрузки, учитывая, что нагрузка с умеренными колебаниями, принимаем Cp=1.2,
определяем мощность Рр передаваемую одним ремнем:
Pp=4,5.0.87.1.05.1.135/1.2=3.94 кВт
По формуле:
Z=P/Pp.Cz, (5.5)
где P -мощность на ведущем валу передачи,
Cz - коэффициент числа ремней, Cz=1, так как 1 ремень,
определяем число ремней. Z=4/3.94.1=1,условие z[6 выполняется.
По формуле:
F0=0.85.P.CP.Cl!(Z.y.Ca.Ci)+Fy, (5.6)
где Fy=r.A.y2 - центробежная сила,
А - площадь сечения, А=138.10-6 м2,
r=1250 кг/м3,
y - скорость ремня при расчетной частоте вращения:
y=P.dp1.n1/60=3.14.0.25.960/60=12.56 м/с,
Fy=1250.138.10-6.12.5652.17 H,
находим предварительное натяжение ремня:
F0=0.85.4.103.1.2.1.05!(1.12.56.0.87.1.135)+2.17=348 H.
По формуле:
, (5.7)сила, действующая на вал при b/2=(180-a)/2=(180-144)/2=18, в статическом состоянии передачи: Fr=2.348.cos1885662.4 H, при n5960 мин-1
Fr=662.4-2.Fr.Z=662.4-2.2.7.1=656.64 H
В нашем случае влияние центробежных сил мало.
Ресурс наработки ремней находим по формуле:
T=Tcp.k1.k2, (5.8)
где k1 - коэффициент режима нагрузки, k1=1,
Тср - ресурс наработки для эксплуатации при среднем режиме нагрузки, Тср=2000ч.,
k2 - коэффициент климатических условий, k2=1.
Т= Тср=2000ч.
4. Подбор, проверка и эскизная компоновка муфты
Подбираем муфту для соединения вала редуктора с валом приводного конвейера. По техническим характеристикам требующим обеспечения муфтой передачи крутящего момента Т = 2800Н×м, частоты оборотов n = 31об/мин, перекос валов 0°30¢, радиальное смещение 0,18мм, выбираем зубчатую муфту М3 60 (рис.3.2) с параметрами:
Т = 2900Н×м;
с размерами: b = 20мм, z = 40, D1 = 150мм, h = 7.5мм.
Муфта компенсирует все виды несоосности валов. Допускаемые муфтой смещения валов определяют из условия, чтобы углы между осью обоймы и осью одного или другого вала были не больше 0°30¢.
Коэффициент динамической нагрузки к = 1,7.
Проводим расчет прочности зубьев по формуле:
(3.2)Принимаем [sсм] = 12 ... 15МПа
Условие работоспособности выполняются.( [sсм]/sсм)
Рисунок 3.1.-Эскиз зубчатой муфты
5. Расчет и проектирование узла исполнительного механизма (барабана)
Определяем размеры вала.
Диаметр выходного конца муфты d = 60мм, поэтому в этом месте принимаем вал такого же диаметра. Диаметр в месте посадки подшипников и уплотнений d = 65мм. Диаметр вала в месте посадки звёздочки принимаем d = 70мм. Барабан располагается симметрично относительно опор. В качестве опор принимаем самоустанавливающиеся сферические
подшипники № 1209, которые на валу закрепляются в осевом направлении. По рекомендации главы Vlll §9 (1) выбираем неразъемный корпус подшипника СИМ 100.
Выполняем проверочный расчет вала
Параметры: T = 2772 H × м, n = 31об/мин, [t] = 18Мпа, sв = 850Мпа,sт = 550Мпа.
Определяем силы (для звездочки Fa и Fv малы).
Размеры пролетов из чертежа:
, с = 140мм. 
Определяем моменты сил (рис. 4.1)
Сечение 1-1:
Сечение 2-2:
Опасное сечение 1-1.
Расчет на прочность.
Рисунок 5.1.-Эпюра нагружения рабочего органа(барабана)
Полученные значения находятся в рекомендуемых пределах.
Расчет на жесткость.
Необходимое условие работы вала - f[[f] выполняется.
Расчет на критические колебания.
Вал работает в до критической области.
Выполняем проверочный расчет подшипников.
Расчет выполняется аналогично расчетам подшипников редуктора.
Параметры выбранных подшипников №1209:
Сг = 17000 Н, С0 = 9770 Н, Ln = 20000 ч.
Реакции опор (рис. 4.1):
Правый подшипник нагружен больше.
Находим: x = 1, y = 0, ks = 1.4, kt = 1,v = 1.
а1 = 1, а2 = 0,8
Назначаем шарикоподшипники радиальные сферические двухрядные средней узкой серии №1309:
Сг > C на 45%, что допустимо.
x0 = 0.6, y0 = 0.5, тогда
Список используемой литературы.
1. Иванов М. Н. и Иванов В.Н.
Детали машин. Курсовое проектирование. Учеб. пособие для машиностроит. вузов. М.,
²Высш. школа², 1975 – 551с.
2. Иванов М. Н.
Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений - 5-е изд., перераб.-М.:
Высш. шк., 1991. – 383с. ил.
3. Решетов Д. Н.
Детали машин: Атлас конструкций – М.: Машиностроение. – 1992. – 296с.
4. Анурьев В. И.
Справочник конструктора – машиностроителя. 3 т. М.: Машиностроение. - 1985