Расчет привода ленточного конвейера с цилиндрическим одноступенчатым редуктором и цепной передачей (стр. 3 из 4)
здесь Кд =1,1 - коэффициент характера нагрузки;
Крег =1,1 - коэффициент способа регулирования провисания цепи с помощью нажимной звездочкой;
Кн =1 - коэффициент наклона передачи к горизонту при а=45 ° <70°;
Ксм =1,4 - коэффициент смазки при нерегулярной смазке;
Креж = 1 - коэффициент режима при односменной работе;
Ка =0,8 - коэффициент длины цепи (предположительно межосевое расстояние будет соответствовать благоприятному значению А= (30-50)t
6.5 Определение стандартного шага цепи
Принимаем значение стандартного шага цепи t=25,4 мм, что не соответствует ранее принятым предположениям.
По стандарту принимаем цепь ПР-25,4-6000, у которого шаг цепи t=25,4, Q=6000H, Son=1,79мм2.
Проверяем условие na<nmax
При t=25,4мм nmax=1420об/мин, следовательно условие выполняется.
Средняя скорость цепи V не должна превышать максимального допустимого значения Vmax, т.е. должно выполняться условие:
где
20,23<5,61, следовательно условие выполнилось.
6.6 Расчет межосевого расстояния
Межосевое расстояние определяется по формуле :
a = at·t,
где аt – межосевое расстояние в шагах (для благоприятных условий работы цепи: at=30…50)
В реальных с/х машинах межосевое расстояние может быть наперед задано, исходя из конструкционных соображений. Следует иметь в виду, что предельные значения МОР ограничены соотношениями:
amax = 80·t
amin = 0.6·(De1+De2)+(30…50), мм
где De1 и De2– диаметры окружностей выступов ведущей и ведомой звездочки, мм
6.7 Окружное усилие, передаваемое цепью.
6.8 Среднее удельное давление на шарнирах цепи.
что меньше допускаемого удельного давления [р] =18,21МПа, при частоте вращения ведущего вала nA=450,7об/мин.
6.9 Определение срока службы цепи.
где ∆t=3% - допускаемое увеличение шага цепи.
здесь КСМ = 1,4 для нерегулируемой смазки.
Кэ – коэффициент эксплуатации
что больше ожидаемого срока службы Т=2000* КСМ=2000*1,4=2800 часов.
6.10 Проверка запаса прочности цепи.
Запас прочности цепи определяется по формуле:
где Qразр = 6000 Н - разрушающая нагрузка;
Fs- натяжение в ведущей ветви цепи, которая определяется по формуле:
где Ft= 5650Н - окружная сила
Fд = 1,4 - коэффициент характера нагрузки
Ff - сила натяжения цепи от провисания, Н;
FЦ - сила натяжения цепи от центробежных сил, Н, при скорости цепи V=0,23<12 м/с центробежная сила мала и ее не учитывают, FЦ=0.
Силы Ff определяем по формуле:
где Кf= 4 - коэффициент, зависящий от угла наклона передачи к горизонту α=40;
q=l,9 кг/м- погонная масса цепи;
а= 40t = 1,016м - межосевое расстояние;
g= 9,81 м/с2- ускорение свободного падения;
Итак,
Тогда запас прочности:
что больше допускаемого [n] = 6,8 [1, Приложение 2, таблица 2.20].
6.11 Геометрический расчет передачи
Межосевое расстояние а = 1016мм (см. п.8.5).
Число зубьев ведомой звездочки Z2 = 120 (см. п.8.2).
Расчет числа звеньев цепи:
где
Полученное значение числа звеньев Lt принимаем ближайшим чётным для более равномерного износа: Lt=154. Длина цепи L = Lt*t= 154*25,4 =3911,6мм.
Уточнение межосевого расстояния
Для обеспечения провисания цепи межосевое расстояние уменьшают на (0,002÷0,004) Аут [3, т.2, стр.41]:
Аут = 0,997*а = 0,997*1019=1016мм.
Диаметр окружности выступов звездочки определяется по формуле:
ведущая
ведомая
Кроме определенных ранее сил Ft, Fq и Fц, необходимо рассчитать усилие R, действующие на валы ведущей и ведомой звездочки, которые можно определить как:
Полученное значение необходимо сравнить с номинальной радиальной нагрузкой на быстроходном валу Fб.hom=1000 Н (см. таблицу 5.1). Должно выполняться условие: R < Fб.hom.
R=6780H < Fб.hom=1000 H - условие не выполняется.
Как отмечалось ранее (см. п.7.29), подобрать более мощный редуктор не представляется возможным.
Для решения возникшей проблемы необходимо разгрузить быстроходный вал редуктора со стороны цепной передачи, например, установив ведущую звездочку цепной передачи на отдельных опорах с подшипниками качения и соединив вал этой звездочки с быстроходным валом редуктора с помощью компенсирующей муфты. Потери мощности на дополнительных опорах и муфте будут компенсированы запасом мощности выбранного электродвигателя.
7. Расчет вала ведомой звездочки цепной передачи
В процессе эксплуатации валы передач испытывают деформации от действия внешних сил, масс самих валов и насаженных на них деталей. Однако в типовых передачах, разрабатываемых в курсовых проектах, массы валов и деталей, насаженных на них, сравнительно невелики,, поэтому их влиянием обычно пренебрегают, ограничиваясь анализом и учетом внешних сил, возникающих в процессе работы.
В цилиндрической прямозубой передаче силу в зацеплении одной пары зубьев раскладывают на две взаимно перпендикулярные составляющие (рис. 5,1):
окружную силу
и радиальную
здесь Ft и Fr– действующие силы, Н ;
Р - передаваемая мощность, Вт ;
v- окружная скорость, м/с;
α - угол зацепления.
Рис. 7.1 Цилиндрическая прямозубая передача
В цепной передаче нагрузка на валы звездочек, направлена по линии центров звездочек
где Fл - окружная сила на звездочке, Н, Fл=10кН;
к1 - коэффициент, учитывающий влияние провисания цепи;
q- масса одного метра цепи, кг/м;
а - межосевое расстояние, м.
Валы предназначены для передачи крутящего момента вдоль своей оси и поддержания вращающихся деталей (зубчатых колес, шкивов, звездочек, полумуфт и т.д.). Основными критериями работоспособности валов являются их прочность и жесткость.
Во время работы они испытывают деформации кручения, изгиба и растяжения (сжатия), т.е. материал вала находится в сложном напряженном состоянии. Силовыми факторами вызывающими указанные деформации, являются сосредоточенные силы и моменты: крутящий момент; силы, действующие в зубчатом зацеплении; or натяжения ремней и цепей, а так же радиальные силы, возникающие в муфтах вследствие неизбежной несоосности соединяемых валов.
Проектированиевала начинают с определения диаметра выходного конца его из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учёта влияния изгиба
где М - крутящий момент, Н мм;
[г]к - допускаемое напряжение на кручении: для валов из сталей 40,45,Ст6 принимают пониженное значение [гк] = 15-20 (Н/мм2).
Полученный результат округляют до ближайшего большего значения из стандартного ряда: 64мм.
Для редукторов общего назначения рекомендуем изготовлять валы одинакового диаметра по всей длине. Однако для облегчения монтажа подшипников, зубчатых колёс и других деталей применяют и ступенчатую конструкцию вала. Для удобства соединения вала редуктора с валом электродвигателя стандартной муфтой соблюдают условие, чтобы диаметры соединяемых валов, отличающиеся не более, чем на 20%.
Наметив конструкцию вала, установив основные размеры его (диаметры и длины участков вала, расстояние между серединами опор и др.), выполняют уточненный расчет валов т.е. проверочный расчет для определения коэффициента запаса прочности S в опасных сечениях:
