Проектирование привода роликового транспортера (стр. 11 из 12)

Определяем окружную скорость по формуле:

(138)

Назначаем густую внутришарнирную смазку.

Число звеньев цепи или длину цепи в шагах определяем по формуле:

, (139)

где:

– межосевое расстояние.

По соображениям долговечности цепи на практике рекомендуют принимать

(140)

Расчетное межосевое расстояние:

(141)

Передача работает лучше при небольшом провисании холостой ветви цепи. Поэтому расчетное межосевое расстояние рекомендуют уменьшать примерно на (0,002…0,004)a. (

)

Принимаем a = 568 мм.

Диаметр звездочек определяется по формуле:

(142)

Определяем окружную силу:

(143)

Натяжение от центробежных сил:

, (144)

где q – масса единицы длины цепи; q = 1,9 кг/м.

Сила предварительного натяжения от массы цепи:

, (145)

где: а – длина свободной ветви цепи, приближенно равная межосевому расстоянию;

g – ускорение силы тяжести; g = 9,81 м/с²;

K_f – коэффициент провисания; K_f = 6.

Оценим возможность резонансных колебаний цепи по формуле при

:

(146)

Резонанса нет.

Натяжение ведущей ветви цепи:

, (147)

где

– натяжение ведомой ветви цепи.

Натяжение ведомой ветви равно большому из натяжений F_oи F_v. (F₂ = F_o= 63 Н).

9. Расчет предохранительной муфты [8]

Фрикционная двухконусная муфта.

Материал трущихся поверхностей: ферродо по стали.

Коэффициент трения f = 0,3

Допускаемое давление [p] = 0,3 МПа.

Номинальный момент Т = 540,91 Н∙м.

Коэффициент запаса

.

Угол

.

Средний диаметр поверхности трения:

,

(148)

где

.

Ширина поверхности трения:

(149)

Окружная сила в зоне контакта:

(150)

Осевая сила развиваемая пружиной:

Н

(151)

Предельное значение осевой силы:

Н

(152)

где T_пред – предельный вращающий момент.

Н∙м

(153)

Нормальная предельная сила:

Н

(154)

Среднее давление на поверхности соприкосновения:

МПа

(155)

Расчет пружины [9].

При проектировочном расчете диаметр проволоки, из которой свита пружина, определяют по формуле:

, (156)

где: k – поправочный коэффициент, учитывающий влияние кривизны витков; k = 1,37;

с – индекс пружины; с = 4;

[τ] – допускаемое напряжение; τ = 1350 МПа (сталь 60С2А).

После определения диаметра по формуле окончательное значение dвыбирают по ГОСТу для пружинной проволоки.

Принимаем d = 6 мм.

Условие прочности для пружин из проволоки круглого сечения имеет вид:

Осевое упругое сжатие пружины из проволоки круглого сечения определяют по формуле:

, (157)

где: D₀ – средний диаметр витков пружины;

;

n – число рабочих витков пружины; n = 2;

G – модуль сдвига; G = 8∙10⁴ МПа.

10. Расчет исполнительного механизма

10.1 Конструирование вала исполнительного механизма

Определяем диаметр вала под ведомую звездочку по формуле:

, (158)

где [τ]_к – допускаемое напряжение на кручение; [τ]_к = 20 МПа.

Принимаем d₁ = 50 мм.

dn> d + 2tкон,

(159)

где t_кон – высота заплечика; t_кон = 2,3.

d_n = 50 + 2∙2,3 = 54,6 мм

Принимаем d_n = 55 мм – диаметр посадочного отверстия подшипника.

(160)

где r= 2,5– фаска подшипника.

d_Бn = 55+3∙2,5 =62,5 мм

Принимаем d_Бn = 62 мм – диаметр буртика подшипника.

Рисунок 12 – Вал исполнительного механизма

10.2 Расчет вала исполнительного механизма на прочность

Определяем реакции в опорах.

F_t = 3000 Н

F_с = 63 Н

1)

H

2)

H

3)

Н

4)

Н

Строим эпюры моментов: