Расчет цепной передачи на приводном барабане

Данные для расчета: N_3,4=2,85кВт; n_3,4=3,42об/мин=0,057об/с; ω_3,4= /с, М_3,4=7916Н∙м

Число зубьев малой звездочки:

11

Определяем шаг цепи:

К_Э – коэффициент эксплуатации К_э=k_д∙k_а∙k_н∙k_р∙k_см∙k_п, где

k_д – динамический коэффициент, принимаем 1,25 – для нетяжелых ударных нагрузок;

k_а – коэфф., учитывающий межосевое расстояние, принимаем 1;

k_н – коэфф. наклона цепи, при ≤60° равен 1;

k_р – принимают от способа регулирования натяжения цепи, при периодическом регулировании – 1,25;

k_см – принимают в зависимости от способа смазки, при периодической смазке – 1,3;

k_п – равен 1 при работе в одну смену

Итак К_э=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 А_оп=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: z_сум=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=1,15F_t;

F_t – 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

F_t – 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 – R_xc = 47771,6H

Ввиду полной симметричности схемы – R_yb = -24789,7H

Реакции опор и R_yb 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 σ_в=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 F_r и F_a – 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 M_3,4=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