Кинематический расчет привода (тяговое усилие - 2,5 кH, скорость ленты - 1,95 м/с, диаметр барабана - 200 мм), страница 3

7. РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

7.1 Желая получить недорогую передачу, принимаем резино-тканевый ремень.

7.2 Диаметр малого шкива [2, формула 9.24.]:

D₁=(0,052-0,061)=[(0,052-0,061) м= 172-202 мм

По таблице  9.9.[2] принимаем D₁= 180 мм.

7.3 Скорость ремня

×D₁/2 =(151,24) м/c= 13,6 м/c

7.4 Принимаем коэффициент скольжения =0,01. Диаметр большого шкива [2, формула 9.12.]:

D₂=u₁D₁(1-)=2,46×180×(1- 0,01)=438,7  мм

По таблице 9.9.[2]  принимаем D₂=450 мм

Фактическое передаточное отношение

= D₂/[ D₁(1-)]=450/[180×(1-0,01)мм=2,52.

7.6 Желая получить возможно меньшие габариты передачи, принимаем межосевое расстояние [2, формула 9.1.]:

a=2(D₁+ D₂)=2(180+450)мм=1260 мм.

7.7 Расчетная длина ремня [2, формула 9.3.]:

3527 мм.

Прибавляем  на сшивку ремня D ℓ=273 мм. Общая длина

ℓ=ℓ+∆ℓ=(3527+273)=3800 мм.

7.8 Число пробегов  ремня [2, формула 9.23.]:

U=υ/ℓ=(13,6/3,8)c=3,58 c<[U]=5 c, что допустимо

7.9 Уточнения межосевого расстояния не производим, так как ремень не бесконечный, а сшивной.

7.10 Угол обхвата ремнем малого шкива [2, формула 9.5.]:

- ×( D₂-D₁)/a= 180º-57º167,8º>[]=150.

7.11 Толщина ремня  . По табл. 9.3.[2]  для резино-тканевых ремней / D₁1/40. При D₁=180 мм  D₁/40=(180/40) мм=4,5 мм.

По табл. 9.1.[2]  принимаем толщину ремня =4,5 мм (три прокладки с резиновыми прослойками).

Допускаемая приведенная удельная окружная сила в ремне при = 1,76 МПа [2, табл. 9.3.]:

[k_о]=2,45-9,81/ D₁=(2,45-9,81×4,5/180)МПа=2,2 МПа.

7.12 Поправочные коэффициенты:

по табл. 9.5.[2]  (интерполированием) С= 0,964;

по формуле  9.20.[2] С_u=1,04 –0,0004u²= 1,04-0,0004×13,6=0,966;

по табл.9.6.[2] С_р=0,9 ;

по табл.9.7.[2] С_q=1.

Допускаемая удельная окружная сила [2, формула 9.19.]:

[k]=[k]СССС=(2,2×0,964×0,966×0,9×1) МПа=1,848 МПа.

7.13 Окружная сила

F=N/= (5,5 ×10/13,6)H=404,4 H.

7.14 Площадь сечения  S   и ширина ремня  b [2, формула 9.22.] :

S=×b = F/[k]=(404,4/1,848×10)м=218,84 мм,

b=S/=(218,84/4,5)=48,63 мм

По табл.9.1.[2] принимаем b=50 мм. Тип ремня Б, прокладки из ткани бельтинг Б-820.

7.15 Сила предварительного натяжения ремня [2, формула 9.13]:

F=Ss=bs=(4,5×10×50×10×1,76×10)H=396 H.

7.16 Нагрузка на валы и подшипники:

F_n=2F₀sin (a₁/2)=2×396×0,9943=787,5 Н.

8. ВЫБОР МУФТЫ

При выборе муфты руководствуются следующими соображениями.

Муфту выбирают по диаметру вала и по величине расчетного момента

М_р=kM_ном.[M], где k – коэффициент, учитывающий эксплуатационные условия, значения которого берем из таблицы 9.3.[1];

M_ном – момент на валу, M_ном=257,67 Н×м.

При соединении  конца ведомого вала  и  приводного вала ленточного конвейера принимаем коэффициент k=1,25. Тогда

М_р=1,25∙257,67=322 Н∙м.

По табл. 9.5.[2] принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВПI-40 ГОСТ 20884, для которой [M]=500 Н∙м, D=170 мм, L=225 мм, ℓ=110 мм.

9. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ НА

ДОЛГОВЕЧНОСТЬ

9.1 Ведущий вал прямозубой цилиндрической передачи. Расчетная схема представлена на рис. 9.1.

Силы, действующие в зацеплении:

-  окружная сила  F_t1= F_t2=2867 Н,

-  радиальная сила  F_r1= F_r2= F_t1×tga=2867×0,364=1043,5 Н,

-  нагрузка на вал со стороны плоскоременной передачи F_n=787,5 Н.

Расстояние между опорами l₁=137 мм. Диаметр d₁=60 мм.

Находим реакции опор:

- в плоскости xz:

Составим уравнением моментов относительно точки 2

; 

R_x1=2620,5 Н.

Составим уравнением моментов относительно точки 1

;

R_x2=1034 Н.

Проверка: 2867+787,5-2620,5-1034=0.

Реакции найдены верно.

-  в плоскости yz:

Составим уравнением моментов относительно точки 2

;

R_y1= R_y2=521,75 Н.

Проверка: -1043,5+521,75+521,75=0

Реакции найдены верно.

Суммарные реакции:

==2672 Н.

==1158,2 Н.

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1. Ранее мы назначили радиальные шарикоподшипники 307 ГОСТ 8338, данные этого подшипника представлены в п.6, табл.2.