Расчет цепной передачи на приводном барабане
Данные для расчета: N3,4=2,85кВт; n3,4=3,42об/мин=0,057об/с; ω3,4= /с, М3,4=7916Н∙м
Число зубьев малой звездочки:
11
Определяем шаг цепи:
КЭ – коэффициент эксплуатации Кэ=kд∙kа∙kн∙kр∙kсм∙kп, где
kд – динамический коэффициент, принимаем 1,25 – для нетяжелых ударных нагрузок;
kа – коэфф., учитывающий межосевое расстояние, принимаем 1;
kн – коэфф. наклона цепи, при ≤60° равен 1;
kр – принимают от способа регулирования натяжения цепи, при периодическом регулировании – 1,25;
kсм – принимают в зависимости от способа смазки, при периодической смазке – 1,3;
kп – равен 1 при работе в одну смену
Итак Кэ=1,25∙1∙1∙1,25∙1,3∙1,=2
Среднее значение [p] принимаем ориентировочно по табл.7.18 равным 27МПа, число рядов в цепи условно примем m=2, т.к. барабан движут две цепи;
Находим шаг цепи ; принимаем ближайший больший шаг 50,8
Проекция опорной поверхности шарнира Аоп=1592мм2; разрушающая нагрузка Q=453,6 кН; q=19,1 кг/м.
Проверяем цепь по двум показателям:
a) по частоте вращения – по табл. 7.17 допускаемая частота вращения [n1]=300об/мин, условие n1 ≤ [n1] выполнено.
b) по давлению на шарнирах – по табл.7.18 для данной цепи при 3,42об/мин значение [р]=32МПа, а с учетом примечания [p]=32∙(1+0,01(11-17))=35,9МПа
Расчетное давление по формуле:
здесь , где
условие р ≤ [р] выполнено.
Определяем число звеньев цепи по формуле 7.36:
предварительно находим суммарное число зубьев: zсум=z1+z2=11+35=46
поправка
Округляем до ближайшего четного 84 зубьев.
Определяем делительный диаметр окружности звездочек по формуле:
Определим диаметр наружных окружностей звездочек:
где d1 – диаметр ролика цепи.
Определяем силы, действующие на цепь:
окружная (вычислена выше);
центробежная
от провисания цепи
расчетная нагрузка на валы
Проверяем коэффициент запаса прочности S по формуле:
Нормативный коэффициент запаса прочности по табл. 7.19 [s]=7,6. Условие s ≥ [s] выполнено.
Расчет вала.
Рис.1 Определение дествующих на вал сил.
Составляем расчетную схему вала:
Рис.1 Расчетная схема вала
F – нагрузка на вал от цепной передачи, Н; F=1,15Ft;
Ft – окружная сила на ведущей ветви цепи из предыдущего расчета.
F=1,15∙51250/2= 29470Н, т.к. ось звёздочек находится под углом 6°, то раскладываем силу на составляющие:
F1 – сила давления на вал от натяжения ленты питателя, Н
, где
Ft – окружная сила ленты, Н;
М5 – крутящий момент на пятом валу, Н∙м;
D – диаметр приводного барабана, м
Рис.2 Расчетная схема
Определение реакций опор:
Ввиду полной симметричности схемы – Rxc = 47771,6H
Ввиду полной симметричности схемы – Ryb = -24789,7H
Реакции опор и Ryb из-за знака «минус» меняют свое направление на противоположное.
Определяем опасные сечения построением эпюр моментов относительно осей и эпюры крутящих моментов:
по оси Y: - такой же момент действует и в точке D
по оси X: - такой же момент действует и в точке D
Крутящий момент равен моменту на пятом валу по всей его длине.
Выбираем материал вала и определяем допускаемое напряжение:
Принимаем для изготовления вала сталь 50 (термическая обработка - нормализация). При диаметре заготовки до 180 мм σв=785МПа. Определяем предел выносливости при симметричном цикле изгиба:
Определяем диаметр вала в опасном сечении, используя гипотезу наибольших касательных напряжений:
, откуда
Расчет подшипников.
Подшипники с частотой вращения движущегося кольца n≤1мин-1 рассчитывают по статической грузоподъемности (грузоподъемной силе): , где
Р0 – эквивалентная нагрузка подшипника, Н, определяемая по формуле:
, где Fr и Fa – соответственно радиальная и осевая нагрузки подшипника.
X0 и Y0 коэффициенты осевых и радиальных усилий по табл. П43 X0 = 0,5 ; Y0 = 0,891
Полные результирующие осевую и радиальную нагрузки определяем графическим методом, как составляющие в нее входят нагрузки от ленты и цепи деленные на количество подшипниковых узлов (в нашем случае - 2):
Рис.3 Результирующая осевых усилий.
Рис.4 Результирующая радиальных усилий.
Для подшипника 3524(двурядный роликовый самоустанавливающийся) ГОСТ 5721-75 С0=325000Н
Подбор муфт.
Необходимо соединить диаметр вала 76 мм с диаметром выходного вала редуктора 110 мм. Крутящий момент на выходном валу редуктора M3,4=7916 Нм
Расчетный момент: Так как в схеме две муфты то делим рассчитанный момент на 2
Допускаемый момент приведенной муфты 12000Нм
Расчеты выполнены: Зубчатые передачи – Чернавский С.А. - М.2005 – Курсовое проектирование деталей машин
Подшипники – Устюгов И.И - М.1981 – Детали машин