Привод к ленточному конвейеру для подачи формовочной земли в литейный цех (стр. 4 из 11)

σ_F = F_t•K_f•Y_f•Y_β•K_fα/(b•m_n) ≤ [σ_F]

Здесь коэффициент нагрузки K_f = K_fb•K_fv (см. стр. 42 [1]).

По таблице 3.7 [1] выбираем коэффициент расположения колес K_fb = 1,252, по таблице 3.8 [1] выбираем коэффициент K_fv= 1,1.

Таким образом коэффициент K_f = 1,377.

Y_f - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа z_v (см. гл.3, пояснения к формуле 3.25 [1]):

у шестерни: z_v1 = z₁/cos³(β) = 32/cos³0° = 32,0 у колеса: z_v2 = z₂/cos³(β)= 128/cos³0° = 128,0 Тогда: Y_f1 = 3,8

Y_f2 = 3,586

Допускаемые напряжения находим по формуле 3.24 [1]:

[σf] = [σ°f_lim_b]•KFL/[Sf].

K - коэффициент долговечности.

FL

N

FO

KFL = √ NFE

где NFO- базовое число циклов нагружения; для данных сталей N_FO= 4000000;

N = 60•n•c•Lh•K = 224779363,7324

FE FE

здесь: n - частота вращения шестерни, мин^-1; c = 1,0 - число колёс, находящихся в зацеплении; Lh= 13000 - срок службы передачи;

KFE = Σ[(M_i/M_max)³•(t_i/t_Σ)•(n_i/nM_max)] = 0,234375 - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.

В итоге получаем К = 0,639

FL

Т.к. К < 1,0 , то принимаем К = 1,0

FL FL

Для шестерни: [σ°_{f_lim_b}] = 468,0 МПа; для колеса: [σ°_{f_lim_b}] = 324,0 МПа.

Коэффициент [S_f] безопасности находим по формуле 3.24 [1]:

[S_f] = [S_f`]•[S_f``].

где для шестерни [S_f`] = 1,75;

[S_f``] = 1,0;

для колеса [S_f`] = 1,75; [S_f``] = 1,0,

Допускаемые напряжения:

для шестерни: [σ_{f_1}] = 267,429 МПа; для колеса: [σ_{f_2}] = 185,143 МПа; Находим отношения [σ_f]/Y_f: для шестерни: [σ_{f_1}]/Y_f1 = 70,376 для колеса: [σ_{f_2}]/Y_f2 = 51,629

Дальнейший расчет будем вести для колеса, для которого найденное отношение меньше. Определим коэффициенты Y_b и K_fa (см.гл.3, пояснения к формуле 3.25 [1]): Y_b = 1 - β/140 = 1,0

K_fα = (4 + (ε_α - 1)•(n - 5))/(4•ε_α)

Для средних значений торцевого перекрытия ε_α = 1,5 и для 8-й степени точности K_fα= 0,92.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле 3.25 [1]:

σ_{f_2} = (F_t•K_f•Y_f•Y_b•K_fa)/(b₂•m_n) ≤ [σ_f] σ_{f_2} = 89,169 МПа < [σ_f] = 185,143 МПа.

Условие прочности выполнено.

Модуль, межосевое расстояние и числа зубьев шестерни и колеса выбираем из 2-го варианта расчёта из расчёта, что

3) при меньшем угле наклона зубьев, уменьшится осевая сила.

4) Режущий инструмент для зубчатых колёс с m_n = 2,5 — дешевле.

4. РАСЧЕТ 3-Й ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Выбираем приводную роликовую двухрядную цепь (cм. гл. VII [1], табл. 7.15). Передаточное число было принято ранее:

U = 2,1.

Число зубьев: ведущей звездочки (см. с.148 [1]):

z₁ = 31 - 2•U₃ = 26,8 = 26,8 = 27,0, ведомой звездочки:

z₂ = z₁•U₃ = 27,0•2,1 = 56,0,

Тогда фактическое передаточное число:

U_3r = z₂/ z₁ = 56,0/27,0= 2,074. Отклонение:

(U₃ - U_3r)•100/U = 1,235%, что допустимо (отклонение не должно превышать 3%).

Расчетный коэффициент нагрузки (см. гл. VII [1], формулу 7.38 [1] и пояснения к ней): К_э = k_д•k_а•k_н•k_р•k_см•k_п. где:

k_д = 1,0 - динамический при спокойной нагрузке;

k_a = 1,0 - учитывает влияние межосевого расстояния [k_а= 1 при а_ц≤(30,..60)•t]; k_н = 1,0 - учитывает влияние угла наклона линии центров k_н= 1, если этот угол не

превышает 60°, в противном случае k_н= 1.25; у нас: γ= 0°; k_р = 1,25 - учитывает способ регулирования натяжения цепи, в нашем случае при

периодическом регулировании; k_см = 1,4 - учитывает способ смазки, в нашем случае - периодическая смазка k_п = 1,5 - учитывает периодичность работы передачи, в нашем случае - 3 смены. Тогда:

K_э = 2,625.

Для определения шага цепи

по формуле 7.38 гл. VII [1] надо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. В таблице 7.18 [1] допускаемое давление [p] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому для расчета по формуле 7.38 [1] величиной [p] следует задаваться ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращения n₁= 102,465 мин-1 Среднее значение допускаемого давления примем [p]= 17, МПа. Тогда шаг цепи:

T₃•K

t ≥ 2,8• z₁• =

= 44,28 мм

Подбираем по табл. 7.15 [1] цепь 2ПР-44,45-344,8 по ГОСТ 13568-75, имеющую t = 44,45 мм; разрушающую нагрузку Q = 344,8 кН; массу q = 14,4 кг/м; А_оп = 946, мм².

Скорость цепи:

v = z₁•t•n₃/(60•10³) = 27•44,45•102,465 /60000= 2,05 м/с.

Окружная сила:

F_tц = T₃•ω₄ = 62,8075•5,11 = 3288,186 H.

Давление в шарнире проверяем по формуле 7.39 [1]: p = F_tц•K_э/A_оп = 3288,186•2,625/0,946 = 9,124 МПа. Уточняем по табл. 7.18 [1] допускаемое давление:

[p]= [p']•[1+0,01•(z₁-17)] = 17•10⁶•[1 + (27 - 17)] = 18,7 МПа.

Условие p<[p] выполнено.

В этой формуле [p']= 17,0 МПа - табличное значение допускаемого давления по табл.

7.18 [1] при n₁ = 102,465 мин^-1 и t = 44,45 мм.

Определяем число звеньев цепи по формуле 7.36 [1]:

L_t = 2•A_t + 0,5•z_∑ + ∆²/A_t = 122,033 , где

A_t = A_ц/t = 40, (см. c. 148 [1]);

z_∑= z₁+z₂= 83,0;

∆ = (z₂ - z₁)/2π = (56 - 27)/2π= 4,615.

Тогда:

L_t = 122,033 округляем до четного числа: L_t = 122,0,

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле 7.37 [1]:

А_ц = 0,25•t•(L_t – 0,5•z =

= 2200,0 мм

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т. е. на 2200,0•0,004 = 8,0 мм.

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек (см. формулу 7.34 [1]): d_д1 = t/sin(180°/z₁) = 44,45/sin(180°/27) = 382,883 мм; d_д2 = t/sin(180°/z₂) = 44,45/sin(180°/56) = 792,753 мм.

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек (см. формулу 7.35 [1]): d_e1 = (ctg(180/z₁) + 0,7) – 0,3•d₁ = (ctg(180°/27) + 0,7) - 0,3•25,4 = 403,789 мм; d_e2 = (ctg(180/z₂) + 0,7) – 0,3•d₂ = (ctg(180°/56) + 0,7) - 0,3•25,4 = 815,001 мм; где d₁ = 25,4 мм - диаметр ролика цепи. Силы действующие на цепь: окружная: F_tц = 3288,186 Н; от центробежных сил: F_v = q•v² = 14,4•2,05² = 60,49 H; где q = 14,4 кг/м по табл.

от провисания: F_f = 9,81•k_f•q•A_ц = 9,81•6,0•14,4•2,200 = 1864,685 H; где k_f = 6,0 - коэффициент влияния наклона оси центров цепи (см. c. 151 [1]).

Расчетная нагрузка на валы:

F_в = F_tц + 2•F_f = 3288,186 + 2•1864,685 = 7017,555 H.

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи по формуле 7.40 [1]:

s = Q/(F_tц•К_д + F_v + F_f) = 344,8/(3288,186•1,0 + 60,49 + 1864,685 ) = 66,138.

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s]= 8,1 (см. табл. 7.19 [1]); следовательно, условие прочности s> [s] выполнено. Толщина диска звёздочки 0,93•В_вн = 0,93•25,4 = 24,0 мм, где В_вн - расстояние между пластинками внутреннего звена (см. табл. 7.15 [1]).

ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ

Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Диаметр вала при допускаемом напряжении [τ_кр] = 20 МПа вычисляем по формуле

8,16[1]:

d_в = (16 × T_к / (π× [τ_к]))^1/3Ведущий вал.

d_в = 21,305 мм.

Под 1 - й элемент (муфту) выбираем диаметр вала: 25,000 мм.

Под 1 - й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 35,000 мм. Под 1 - й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 40,000 мм.

Под 1 - й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 35,000 мм.

2 - й промежуточный вал. d_в = 32,12 мм.

Под 2 - й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 40,000 мм.

Под 2 - й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 48,000 мм.

Под 2 - й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 48,000 мм.

Под 2 - й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 40,000 мм. Выходной вал. d_в = 50,39 мм.

Под 3 - й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 60,000 мм. Под 3 - й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 63,000 мм.

Под 3 - й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 60,000 мм.

Под 3 - й элемент (муфту) выбираем диаметр вала: 58,000 мм.