Проектирование ленточного транспортера (стр. 3 из 4)
[p] – допускаемое давление, приходящееся на единицу опорной поверхности шарнира, принимаем ориентировочно [p] = 22МПа, [4, табл. 7.18];
m – число рядов цепи, m = 1;
Кэ – коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи.
Определяем число зубьев меньшей звездочки
. (9.2) 
Принимаем z1 = 27.
Определяем коэффициент Кэ
, (9.3)где
– динамический коэффициент, kд = 1 [4, стр. 149];ka – коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, ka = 1 [4, стр. 150];
kн – коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи, kн = 1,0 [4,стр 150];
kр – коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи, kр =1,25 [4, стр. 150];
kсм – коэффициент, учитывающий способ смазки цепи, kсм = 1,4 [4];
kп – коэффициент, учитывающий периодичность работы, kп = 1,25 [4, стр.150].
. 
мм.Принимаем t = 12,7мм [4, табл. 7.18].
Проверяем цепь по допустимой частоте вращения:
об/мин 
об/мин [4, табл. 7.17].Проверяем цепь по давлению в шарнире.
Определяем допускаемое давление в шарнире
(9.4) 
МПа.Определяем расчетное давление в шарнире цепи:
, (9.5)где Ft – окружная сила;
Аоп – проекция опорной поверхности шарнира, Аоп =39,6 мм2,
[ 4, табл. 7.16].
Определяем окружную силу:
, (9.6)где v – окружная скорость шарнира цепи.
Определяем окружную скорость шарнира цепи:
м/с. 
Н. 
МПа 
МПа.Определяем число звеньев цепи:
, (9.7)где
; 
; 
.Определяем число зубьев ведомой звездочки:
(9.8) 
Принимаем z2 = 54.
. 
. 
.Принимаем Lt = 122.
Уточняем межосевое расстояние:
(9.9) 
Для свободного провисания цепи необходимо предусмотреть возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%
(9.10) 
ммОпределяем диаметры делительных окружностей звездочек:
(9.11) 
мм, 
(9.12) 
мм.Определяем наружные диаметры звездочек:
, (9.13) 
, (9.14)где d – диаметр ролика цепи, d = 4,45 мм, [4, табл. 7.16].
мм, 
мм.Определяем силы, действующие на цепь:
Ft = 269,8 Н;
, (9.15)где q – вес 1 м цепи, q = 1,4 кг/м, [4, табл. 7.16].
Н. 
, (9.16)где kf – коэффициент, учитывающий расположение цепи, kf = 1,5 [4]
Н.Определяем нагрузку на вал от цепной передачи:
(9.17) 
Н.Определяем коэффициент запаса прочности:
, (9.18)где Q – разрушающая нагрузка, Q = 18200 Н, [4, табл. 7.15],
kд – динамический коэффициент, kд = 1, [4, стр. 149].
[4, табл. 7.19].Рассчитанное значение коэффициента запаса прочности больше допускаемого, что позволяет считать цепную передачу надежной и долговечной.
| 10.РАСЧЁТ ВАЛА ТРАНСПОРТЕРАВ процессе эксплуатации валы 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.Проектирование вала начинают с определения диаметра выходного конца его из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба.Изображаем вал как балку на двух опорах со всеми действующими силамиОпределяем межопорное расстояние: Lоп = В + 2·х + w (9.1)Где В – ширина барабана мм;   х = 8…15 мм; х = 15 мм; [2]w = 30…70мм; w = 70мм [2]Lоп = 300 + 2·15 + 70 = 400 мм.Определяем диаметр среднего участка вала из расчета на кручение:  (9.2)[t]кр – допускаемое напряжение на кручение, [t]кр = 15…20 МПа [4, с 161].Т3 – крутящий момент на валу элеватора  (9.3)Где Р – мощность, Р = 0,18 кВт; ω – угловая скорость элеватора, ω = 6,1 с -1  кВт  Нм  ммИз стандартного ряда принимаем dв = 11 мм [4, с 161].Определяем диаметр вала под уплотнение:dy= dв + (3…5) = 11 + 3 =14 мм;Определяем диаметр вала под подшипник: dп = dу + (3…5) = 14 + 5 =19 мм; Определяем диаметр вала под барабан: dб = dп + (3…5) = 19 + 5 =24 мм;Принимаем материал для вала: Марка стали 40Х; диаметр заготовкиdз=24 мм;твёрдость НВ (не менее) 270; механические характеристики  в=900 МПа, т=650МПа, -1=410МПа,  -1=230МПа. |
Определяем нагрузку на вал:
(9.4) 
Определяем силы реакций в опорах:
f = 50 мм
На ОХ
(9.4) 
Н;