Спроектировать привод ленточного конвейера

Толщина стенок корпуса и  крышки:

 

Принимается

 

Принимается

Толщина фланцев поясов и  крышки:

- верхнего пояса корпуса:

 

- пояса крышки:

 

- нижнего пояса корпуса:

 

Принимается

Диаметр болтов:

- фундаментных:

 

Принимаются болты с резьбой  М20.

- крепящих крышку к  корпусу у подшипников:

 

Принимаются болты с резьбой  М16.

- соединяющих крышку с корпусом:

 

Принимаются болты с резьбой  М12.

VI. Расчет клиноременной передачи

Мощность электродвигателя Р=25,6 кВт

Номинальная частота вращения электродвигателя:

Вращающий момент на валу двигателя: Т₁=249,7·10³ Нмм.

Согласно номограмме рис. 7.3 (1), с. 134, выбирается для клиноременного ремня сечение В.

Диаметр меньшего шкива:

 

Согласно ГОСТ 1284.3-80 принимается (Анурьев, стр. 507, Том 2).

Диаметр большего шкива:

 

Согласно ГОСТ 1284.3- 80 принимается   =355 мм.

Уточняется передаточное отношение:

 

При этом угловая скорость вала II будет:

 

Процент ошибки:

 

Следовательно, принимаются  окончательные значения диаметров  шкивов:

,

.

Межосевое расстояние a_р принимается в интервале:

 

где - высота сечения ремня.

 

Принимается предварительно близкое значение a_р=600 мм.

Расчетная длина ремня:

 

Ближайшее значение по стандарту:

Уточненное значение межосевого расстояния a_р с учетом стандартной длины ремня:

 

где ,

.

 

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L=0,01·2240=22,4 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L=0,025·2240=56мм для увеличения натяжения ремней.

Угол обхвата меньшего шкива:

 

Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи:

для привода к ленточному конвейеру при работе в 3 смены:1,4.

Коэффициент, учитывающий  влияние длины ремня:

для ремня сечения В при длине 2240 мм

Коэффициент, учитывающий  влияние угла обхвата:

 

 
Коэффициент, учитывающий число  ремней в передаче: предполагая, что  число ремней в передаче будет  от 4 до 6, коэффициент C_z=0,90.

Число ремней в передаче, необходимых для передачи заданной мощности 25,6 кВт:

 

Где – мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт.

Для ремня сечения В при длине L=2240 мм, работе на шкиве и мощность 8 кВт (ГОСТ 1284.3-96).

 

Число ремней:

Натяжение ветви клинового  ремня:

 

Где ,

- коэффициент, учитывающий  влияние центробежных сил. Для  ремня сечения В

 

Давление на валы:

 

Ширина шкивов:

 

где (табл. 7.12, Чернавский).

 

VII. Расчет параметров цепной передачи

 

Выбирается приводная  роликовая однорядная цепь.

Вращающий момент на ведущей  звездочке:

 

Передаточное число:

 

Число зубьев ведущей звездочки:

 

Число зубьев ведомой звездочки:

 

Тогда фактическое передаточное отношение:

 

Отклонение:

 

Расчетный коэффициент нагрузки:

 

Где - динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру),

- учитывает влияние межосевого расстояния,

- учитывает влияние  угла наклона линии центров,

- при периодическом  регулировании натяжения цепи,

- при непрерывной  смазке,

- учитывает продолжительность  работы в сутки. 

 

Так как ведущая звездочка  имеет частоту вращения:

 

То среднее значение допускаемого давления при  составит , где .

Коэффициент принимается в том случае, когда число зубьев ведущей звездочки отлично от 17.

Тогда .

Шаг однорядной цепи (m=1 – число рядов цепи):

 

Подбирается по таблице 7.15 (Чернавский) цепь ПР 44,45-172,4, по ГОСТ 13568-75 имеющая шаг t=44,45 мм и разрушающую нагрузку Q=172,4 кН, массу q=7,5 кг/м, проекцию опорной поверхности шарнира А_оп=473 мм².

Скорость цепи:

 

Окружная сила:

 

Давление в шарнире:

 

 

Определяется число звеньев  цепи:

 

где ,

,

.

Тогда:

 

Уточняется межосевое  расстояние цепной передачи:

 

Для свободного провисания цепи предусматривается возможность  уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. 1330·0,004=5,32 мм.

Определяются диаметры делительных  окружностей звездочек:

 

 

Определяются диаметры наружных окружностей звездочек:

,

Где - диаметр ролика цепи.

 

Силы, действующие на цепь:

- окружная:

 

- от центробежных сил:

 

- от провисания:

 

где - при угле наклона передачи 45^о.

Расчетная нагрузка на валы:

 

Коэффициент запаса прочности  цепи:

 

Это больше, чем нормативный  коэффициент [s]7,6, следовательно, условие s[s] выполняется.

Размеры ведущей звездочки:

- диаметр ступицы звездочки:

 

- длина ступицы:

 

Принимается

- толщина диска звездочки:

 

где    - расстояние между пластинками внутреннего звена.

Размеры ведомой звездочки:

Диаметр вала IV:

 

- диаметр ступицы звездочки:

 

- длина ступицы:

 

Принимается

- толщина диска звездочки:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

_{VIII. Первый этап компоновки редуктора}

_{Способ  смазывания:}

_{- зацепление  зубчатой пары  – окунанием зубчатого  колеса в масло;}

_{- для  подшипников –  разбрызгивание масла.}

Обозначение подшипника	d	D	T	В	с	C, кН	C0, кН	e	У	У0
7310	50	110	29,25	29	23	100	75	0.31	1,94	1,06
7216	80	140	28,5	26	22	112	95,2	0.0,42	1,43	0,89

 

- Ведущий вал:

Размещаются подшипники ведущего вала

где Т₁=29,25 – ширина подшипника;

d₁=50 мм – внутренний диаметр подшипника;

D₁=110мм – наружный диаметр подшипника;

e₁=0,31 – коэффициент.

Расстояние от торца шестерни до внутренней стенки корпуса Х=12мм, зазор от торца подшипника до внутренней стенки корпуса у=12мм.

Из компоновки определяются плечи:

a=142 мм, b₁=b₂=61 мм.

- Ведомый вал:

 

Размещаются подшипники промежуточного и ведомого вала, откладыванием от внутренней стенки корпуса до ступицы  колеса х=12мм и от торца подшипника до внутренней стенки корпуса у=12мм

Из компоновки определяются плечи:

a₁= a₂=55мм, b= 120 мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

IX. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал:

Определяются реакции опор в плоскости XZ:

 

Определяются реакции  опор в плоскости YZ:

 

 

 

 

 

 

 

 

Проверка:

 

 

 

Суммарные реакции:

 

 

 

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

 

 

Осевые нагрузки подшипников:

, , тогда ,

.

Рассматривается левый подшипник:

Отношение , поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.

Эквивалентная нагрузка:

 

Расчетная долговечность, млн. об.:

 

 

Найденная долговечность  приемлема.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Ведомый вал:

Определяются реакции  опор в плоскости XZ:

 

Определяются реакции  опор в плоскости YZ:

 

 

 

 

 

 

 

 

Проверка:

 

 

 

Суммарные реакции:

 

 

 

 

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

 

 

Осевые нагрузки подшипников:

, , тогда ,

.

Рассматривается левый подшипник:

Отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка:

 

Для конических подшипников  при  коэффициент и коэффициент

Расчетная долговечность, млн. об.:

 

 

Найденная долговечность  приемлема.

 

 

X. Второй этап компоновки редуктора

Целью второго этапа компоновки является конструирование и оформление шестерен, зубчатых колес, валов, корпуса  и некоторых других деталей, а  также подготовка необходимых данных для расчета на прочность валов.

Оформляются конструкции  шестерен и зубчатых колес по размерам, найденным ранее.

Вычерчиваются подшипники, сохраняя при этом ранее принятые зазоры.

Вычерчиваются валы. Для  фиксации зубчатых колес на валах  предусматриваем буртики. Промежуточный  вал с этой же целью в средней  части делаем утолщенным.

Таким образом, каждое зубчатое колесо с одной стороны упирается  в толщине вала, а с другой стороны  с помощью распорной втулки фиксируется  ближайшим подшипником.

Вычерчиваются крышки подшипников  с прокладками и болтами. Штриховыми линиями вычерчиваются наружные очертания стенки корпуса и бобышки  под болты. Наносится контур верхнего фланца.

Конструктивно оформляется  средняя опора и намечается расположение шпилек, с помощью которых будет  крепиться крышка этой опоры.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

XI. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений  шпонок и пазов, длины шпонок –  по ГОСТ 23360-78.      (табл. 8.9 (1), с. 169).

Материал шпонок – сталь 45 нормальзованная.

- Ведущий вал

где  Т₂=374,55 Н м – вращающий момент;

d_K2=42 мм – диаметр вала;

h₂=8мм – высота шпонки;

t₂=5 мм – глубина паза;

l₂=140 мм – длина шпонки;

b₂=12 мм – ширина шпонки.

- Ведомый  вал

Из двух шпонок – под  зубчатым колесом и под звездочкой больше нагружена вторая (меньше диаметр  вала и поэтому меньше размеры  поперечного сечения шпонки).

где  Т₃=1685,5 Н м – вращающий момент;

d_K3=75 мм – диаметр вала;

h₃=14мм – высота шпонки;

t₃=9мм – глубина паза;

l₃=100 мм – длина шпонки;

b₁=22 мм – ширина шпонки.

XII. Уточненный расчет валов

Считается, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному  циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).

Ведущий вал: 
Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена за одно с валом), т. е. сталь 12ХН3А. Термическая обработка – цементация..

Предел выносливости при  симметричном цикле изгиба:

 

Предел выносливости при  симметричном цикле касательных  напряжений:

 

Сечение А-А:

Это сечение при передаче вращающего момента от шкива рассчитывается на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности:

 

Где амплитуда и среднее  напряжение отнулевого цикла:

 

При диаметре d_K2=42 мм ширина шпонки  b₂=12 мм, высота h₂=8мм, глубина паза вала t₂=5 мм.

 

 

 

Принимается , ,

 

Сечение Б-Б:

Диаметр вала в этом сечении  – dп₁=50 мм.