Проектирование привода цепного конвейера

  Находим диаметр ведомого шкива: d₂ = U_р.п.·d₁·(1 - e),

   где e = 0,01 – коэффициент скольжения [1. стр.120].

   d₂ = 3×280·(1 – 0,01)=831мм.

   Принимаем  d₂ = 800 мм.

  Находим фактическое передаточное число:

  

   =3,8%<4%,  что допустимо.

  Находим ориентировочное межосевое расстояние:

  A ³ 1,5·(d₁ + d₂) = 1,5·(280+800)=1620 мм.

  Расчетная длина ремня (без учета припуска на соединение концов):

   4978 мм

  Принимаем L =5000 мм.

  Уточняем  значение межосевого расстояния по стандартной  длине ремня:

  

,

   1831 мм

  Определяем  угол захвата ремнем ведущего шкива:

  

161^°

  Находим скорость ремня:

  

 где   м/сек- допускаемая скорость.

  

10,72 м/сек

  Определяем  частоту пробега ремня:

  

, где  - допускаемая частота пробегов.

  

2,14 сек^-1

  Находим окружную силу F_t, передаваемую ремнем:

  

700, Н

  Находим допускаемую удельную окружную силу:

  

,

  где  - допускаемая приведенная окружная сила [1, стр.119, табл. 7.1];

  С_в=1- коэффициент наклона линии центров шкивов к горизонту;

  С_α=1-0,003·(180-161)= 0,943- коэффициент угла захвата;

  С_v =1,04-0,0004·v²=1,04- коэффициент влияния напряжения от центробежной силы;

  C_p=1- коэффициент динамической нагрузки [1, табл.7.4];

  

=2,93 H/мм

  Находим ширину ремня:

    79,6  принимаем b=80 мм [1. стр.119], ширина шкива В =100 мм.

  Находим площадь поперечного сечения  ремня:

  

мм²

  Находим силу предварительного натяжения ремня:

  

, Н

  Находим и ведомой ветви ремня:

  

782, Н

  

82, Н.

  Находим силу давления ремня на вал:

  

458,5, Н

  Проверяем прочность ремня по максимальным значениям в сечении ведущей ветви:

  

  где  1,46 МПа - напряжение от силы F₁;

     - напряжение от изгиба ремня;

    МПа- модуль продольной упругости при изгибе [1, стр.123].

  

1,07 МПа

     напряжение от центробежной силы;     - плотность материала ремня [1, стр.123].

   0,013 МПа;

  Предел  выносливости МПа - допускаемое напряжение растяжения для плоских ремней [1, стр.123].

   σ_мах=1,46+1,07+0,013=2,54 МПа≤7МП, условие выполнено.

  Проверка  долговечности ремня определяется в зависимости от числа циклов, равное 10⁷, от числа пробегов во время эксплуатации N_ц=2·3600·Н₀·λ [1, стр.124], где λ= = = 2,14- число пробега ремня в секунду:

   , где С_i≈1,5 -0,5=1,5· -0,5=1,63 – коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения, С_Н=1, при постоянной нагрузке.

  Долговечность

  

=462255 ч.

  2.4 Предварительный расчет валов редуктора

 

  Назначим  в качестве материала валов сталь 50, термообработка улучшение.

  Из расчёта  на прочность по касательным напряжениям от действия крутящего момента определим диаметры выходных валов

  

  где Т₂=294, Н·мм - крутящий момент;

  [τ], МПа  - пониженное допускаемое касательное  напряжение.

  а) для  ведущего вала назначим материал вала сталь 50, термообработка - улучшение

  Назначим [τ] =25 МПа;

  

=43 мм.

  Назначим  d_B1= 45 мм  по ГОСТ 6636-69.

  Диаметры  вала на остальных частях назначим по конструктивным соображениям с учётом посадок и закрепления  на валу:

  диаметр вала под крышкой подшипника:

  d_kp1=(1÷1,1)·d_В1 =48 мм ГОСТ 6636-69;

  диаметр вала под подшипник:

  d_п1= (1÷1,1)·d_kp1=50 мм ГОСТ 8328-75;

  диаметр вала под шестерню:

  d_ш1 =(1÷1,1)·d_п1= 55 мм ГОСТ 6636-69.

  б) для  ведомого вала

  Т₃=1322 Н·м

  Назначим [τ] =25 МПа;

  

=64,6 мм.

  Назначим d_В2 = 65 мм ГОСТ 6636-69

  Диаметры  вала на остальных частях назначим по конструктивным соображениям с учётом посадок на валу:

  диаметр вала под крышкой подшипника:

  d_kp2=(1÷1,1)·d_В2 =72 мм ГОСТ 6636-69;

  диаметр вала под подшипник:

  d_п2= (1÷1,1)·d_kp2=75 мм ГОСТ 8328-75;

  диаметр вала под колесо:

  d_к2 =(1÷1,1)·d_п2= 78 мм ГОСТ 6636-69.

  2.5 Эскизная компоновка редуктора

  Компоновка  проводится на одной проекции –  разрез по осям валов при снятой крышке редуктора. Для проведения эскизной компоновки необходимо определить конструктивные размеры корпуса редуктора 
Толщина стенок корпуса и крышки

  δ=0,025а + 1 =0,025·316+1=8,87 мм мм; принимаем δ=10мм;

  δ ₁=0,02а+1=0,02·200+1=7,3 мм; принимаем δ₁ =8 мм.

  Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки: верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

  b=1,5∙δ=1,5∙10=15 мм;

  δ ₁=1,5∙ δ₁=1,5∙8=12 мм;

  нижнего пояса корпуса

  р =2,35∙ δ= 2,35∙10=23,5 мм; принимаем р = 24 мм.

    Диаметры болтов:

фундаментных  d₁=(0,03±0,036)·а+12=(0,03±0,36)·316+12=21,45 мм; принимаем болты с резьбой М24;

болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника, d₂=(0,7÷0,75)∙d₁=(0,7÷0,75)∙24=16,8 мм; принимаем болты с резьбой М18;

  болтов, соединяющих крышку с корпусом, d₃=(0,5÷0,6)∙d₁=(0,5÷0,6)∙18=9 мм; принимаем болты с резьбой М10.

     На этапе эскизной компоновки выявляем приближенно расстояние между опорами и положение зубчатых колес относительно опор.

   Перед вычерчиванием выбираем способ смазки зацепления зубчатой пары и подшипников. 3ацепление смазывается окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса редуктора. Подшипником смазываются консистентной смазкой, закладываемой в подшипниковые камеры. Раздельная смазка предохраняет подшипники от попадания вместе с маслом частиц металла от износа зубьев (особенно во время приработки). Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.

   Придерживаемся следующего порядка вычерчивания:

   2.5.1 Проводим посередине листа горизонтальную осевую линию - ось ведущего вала. Намечаем положение ведомого вала и проводим вертикальную осевую линию.

   2.5.2 Вычерчиваем в зацеплении шестерню и колесо. Далее конструктивно оформляем шестерню и колесо по найденным выше размерам. Для уменьшения расстояния между опорами ведомого вала ступицу колеса выполняем симметрично относительно диска.

   Выбираем  конструкцию подшипникового узла ведущего вала. Осевые нагрузки отсутствуют. Шарикоподшипники по диаметрам быстроходного и тихоходного валов.

    
---

   2.5.3 Размечаем подшипники ведущего вала.

   Приняв  расстояние от торца шестерни до корпуса х=10 мм и зазор между торцами буртика и подшипника у₁=15 мм (для размещения мазеудерживающего кольца), наносим габариты подшипника.

   2.5.4 Для выходного вала подшипники располагаем с расчетом того, что выходные плоскости обеих пар подшипников совпадают.

   2.5.5 Очерчиваем ориентировочно контур внутренней стенки корпуса, приняв у₃ = 1,5δ, где δ=10 мм - толщина стенки корпуса.

Расстояние между  опорами валов (колесо расположено  симметрично между опорами):

    

,

    где мм – зазор между зубчатыми колесами и внутренними стенками редуктора;

       –   длина ступицы шестерни; W≈1,5·В=1,5·37=60 мм. – ширина стенки корпуса в месте установки подшипников (примем 60 мм). Тогда L=218 мм.

    Толщина фланца крышки подшипника равна диаметру отверстий крепления крышки к корпусу, т.е. 10 мм. Высота головки болта 0,7·d_б=7 мм.

    Установим зазор между головкой болта и  торцом соединительного пальца цепи равный 15 мм. 

 

  2.6 Расчет шпоночных соединений

 

  Призматические  шпонки, принимаемые в редукторе, проверяем на смятие. Проверке подлежат две шпонки тихоходного вала под  колесом и звездочкой, и шпонка быстроходного вала под шкивом и шестерней.

  Проверяем шпонки быстроходного вала.

 Диаметр выходного  конца быстроходного вала 45 мм. Для  него размеры поперечного сечения шпонки по ГОСТ 23360-78  Глубина паза вала t = 5,5 мм. Длина шпонки l = 63 мм. Материал – сталь 45. Рабочая часть, длина шпонки

 Условие прочности:

 где F_t = 2·Т₂/d_вых1=2·293,82·10³/45=13058 H – окружная сила на шкиве;

 [s] = 110 МПа – допускаемое напряжение на смятие;

  - площадь смятия;

 

 Диаметр быстроходного  вала под шестерней  55 мм. Для него размеры поперечного сечения шпонки по ГОСТ 23360-78  Глубина паза вала t = 6 мм. Длина шпонки в зависимости от ширины шестерни принимаем равной l =110 мм. Материал – сталь 45. Рабочая часть, длина шпонки