Проектирование привода ковшового элеватора (тяговая сила ленты - 5,56 кН, скорость движения ленты - 1,80 м/с, диаметр барабана - 300 мм)

вращающий момент на ведущем валу редуктора.

Таблица 1.2. Основные параметры проектируемой зубчатой передачи •цилиндрического редуктора

По табл. П.3 принимаем стандартное значение d₁ = 30 мм.

Диаметр вала под подшипник определяем по зависимости d_1n = (1,0...1,1) d₁ = (1,0…1,1)·30 = 30…33 мм. Принимаем d_1n = 30 мм, что соответствует стандартному ряду внутренних диаметров подшипников.

Рис.   1.2   Эскизная компоновка цилиндрического редуктора

Так как на выступающий конец ведущего вала насаживается шкив поликлиновой передачи (ширина обода шкива М = 95 мм), в целях обеспечения жесткости выступающего конца вала и лучшего центрирования на нем шкива принимаем конический конец вала с конусностью 1:10 номинальным диаметром d =d_ln= 30 мм, длиной l₁= 80 мм (см. табл. Т.33). Шестерню выполняем заодно с валом

Ведомый вал. Определяем диаметр d₂выступающего конца ведомого вала по формуле :

d₂ = = = 47,1 мм,

Полученное значение диаметра согласуем с диаметром посадочного отверстия полумуфты, так как ведомый вал редуктора соединяется при помощи муфты с приводным валом конвейера

Для данного нереверсивного привода при постоянной нагрузке по рекомендациям гл. 9 принимаем цепную муфту с номинальным крутящим моментом Т = 1000 Н·м (табл Т.19). В пределах этого момента минимальный диаметр посадочного отверстия полумуфты d = 50 мм.

Поэтому полученное выше значение диаметра выступающегоконца вала увеличиваем до d₂= 50 мм.

С целью экономии материала и уменьшения концентраторов напряжений в местах перехода значений диаметров предварительно принимаем диаметр вала под подшипник d_2n = d₂ = 50 мм и проектируем конический конец вала длиной l₂ = 82 мм (см. табл. Т.33 тип 2).

Чтобы сэкономить материал и упростить конструкцию, назначаем диаметр вала под колесом такой же, как под подшипниками, т. е. d_2k, = d_2n= 50 мм.

По рекомендациям на рис П.3 принимаем длину ступицы колеса l_ст = b₂ = 50 мм.

4.3 Проверку долговечности подшипников выполняем по методике, приведенной в § 7.5 и 7.6.

Ведущий вал. Так как на вал действует значительная консольная нагрузка F_к.рот ременной передачи и в зацеплении зубчатых колес возникает сравнительно большая осевая сила F_а, то предварительно для опор вала принимаем радиально-упорные роликовые подшипники средней серии 7306 (размеры см. в табл. П.3).

Смещение точки приложения радиальной реакции относительно торца подшипника находим по формуле .

a₁ = Т/2 + [(d + D)/6] e = 20,75/2 + [(30 + 72)/6] • 0,34 = 16,1 мм » 16 мм

Расстояния между точками приложения активных и реактивных сил (см. рис. 1.2, а):

l₁ = 41 мм и l₂ = 86 мм (см. построение компоновки рис. П.5).

Руководствуясь рис. П.2 и 1.2, а, выполняем расчетную схему ведущего вала шестерни (рис. 1.3) и определяем радиальные реакции подшипников.

Рис  1.3  Схема нагружения ведущего вала

В вертикальной плоскости ху вследствие симметричности (силу давления на вал от ременной передачи не учитываем, так как ременная) передача по условиям компоновки находится в горизонтальной плоскости и вертикальная составляющая от консольной нагрузки F_k.p будет незначительной) имеем:

R_yA=R_yB = F_t1/2 = 8170/2 = 4085 Н.

Для горизонтальной плоскости zx с учетом консольной нагрузки F_{r k},равной силе F_k.p, действующей на валы от ременной передачи, но противоположно ей направленной, составляем уравнения моментов относительно точек А и В:

åT_y = 0; F_r1 l₁ – F_a1 d₁/2 + R_zB · 2l₁ – F_k.p (l₂ + 2l₁) = 0,

откуда R_zB = [F_k.p (l₂ + 2l₁) + F_al d₁/2 - F_rl l₁]/(2l₁) = [2304 (86 + 2·41) + 2384