Расчет конструкторских параметров корообдирочного барабана. Проверка стенок корпуса барабана на прочность. Расчет опорной станции барабана, страница 4

                                        F₂ = 9475 0,2 = 1895 Н

                                        P₃ = 4414,5 + 1895 = 6309,5 Н

1 – рейка зубчатая, 2 – заслонка выпускного устройства, 3 – редуктор  4 –двигатель, 5 – шестерня

Рисунок 3.4 – Схема привода заслонки выпускного устройства

Расчётная мощность, необходимая для перемещения заслонки, N_p, кВт, определяется по формуле:

                                                                   (3.42)

где u - скорость перемещения заслонки, м/с

                                        (3.43)

        h₀ – КПД передачи (рисунок 3.4).

                                                                    (3.44)

где h₁ – КПД червячного редуктора, h₁ = 0,91;

       h₂ – КПД передачи зубчатое колесо – рейка, h₂ = 0,94.

                                          

                                      

Учитывая возможные неучтенные сопротивления при перемещении заслонки, необходимо увеличить мощность приводного двигателя примерно на 30 %:

                                        (3.45)

По полученной мощности выбираем двигатель АО2-52-6

N=7,2 кВт и n_дв=970 об/мин.

Требуемая частота вращения тихоходного вала редуктора n_m, об/мин, определяется по формуле:

                                       (3.46)

где d_D – диаметр делительной окружности зубчатого колеса, d_D = 0,16 м.

Передаточное число редуктора i_ред, определяется по формуле:

                                                                      (3.47)

                                                 

Принимаем i_ред = 20 [2]

Крутящий момент на тихоходном валу редуктора с учётом коэффициента режима K_реж = 1,2; М_m, Н м, определяется по формуле:

                        (3.48)

                                     

По необходимому крутящему моменту на тихоходном валу редуктора и передаточному числу выбирается червячный редуктор для перемещения заслонки.

Выбираем червячный одноступенчатый редуктор Ч – 160-16-2-1:

- частота вращения быстроходного вала редуктора n = 1500 об/мин;

- передаточное число редуктора i_ред = 16;

- допустимый крутящий момент на тихоходном валу редуктора - [M_кр] = 1390 Н м.

3.2.8 Расчет крепления шестерни на валу

Шестерня соединяется с валом с гарантированным натягом (рисунок 3.5).

     1 – шестерня,  2 – вал

Рисунок 3.5 – Схема крепления шестерни на вал

Принимаем следующие данные для расчета:

       Материал вала и шестерни – сталь 45;

       Предел текучести стали 45 – s_т = 3200 кг/см² = 320 МПа;

       Диаметр вала –  ;

       Диаметр отверстия в шестерне – Ø 0,25 H7^+0,05;

       Длина сопряжения – l = 0,32 м;

       Наименьший натяг – s_min = 0,333 мм = 0,000333 м;

       Наибольший натяг – s_max = 0,447 мм = 0,000447 м.

Крутящий момент на шестерне М_кр, Н м, определяем по формуле:

                   (3.49)

                                             

Удельное давление на посадочной поверхности Р_𝛾, МПа, определяется по формуле:

                             (3.50)

где E₁, E₂ – модуль упругости материала вала и шестерни, E₁ = E₂ = 2 · 10⁵ Н/м²;

       С₁ – коэффициент объёмной жесткости для вала;

                                                   ,                  (3.51)

где m – коэффициент Пуассона, m = 0,3;

                                               

       С₂ – коэффициент объёмной жесткости для шестерни;

                                             ,             (3.52)

где d₂ – диаметр окружности впадин шестерни, м;

       d₁ – диаметр соединения (минимальный), м.

Принимаем d₂ = 0,91м; d₁ =0,36 м.

                                 

                     

Наибольший крутящий момент, которым может быть нагружено соединение при P_y = 93,435 МПа; М_{кр max}, Н м, определяется по формуле:

                                          M_{кр max} = P_y f p d₁² l,          (3.53)