Разработка конструкции изделия. Описание конструкции и работы изделия. Валково-дисковый грохот. Первый валок валково-дискового грохота

мощность, передаваемая одним зубом ремня шириною 1 мм в стандартном режиме кВт/мм (рис. 2.4.4 [5]), P_t=0,0078 кВт/мм.

Тогда:

, мм.               (2.53)

Сила, нагружающая вал передачи:

           (2.54)

где

, Н.   (2.55)

Тогда:         , Н

Выбираем из стандартного ряда длину ремня по (табл. 2.4.6 [4]), выраженную в числе зубьев z_P и зависящую от ширины ремня В_Р (для В_Р=40 мм, z_P=36).

Таким образом, получаем зубчатый ремень с трапецеидальными зубьями модулем m=4 мм, шириною В_Р=40 мм, с числом зубьев z_P=36.

Обозначение:

Ремень зубчатый m=4 мм, В_Р=40 мм, z_P=36, ТУ 38–05114–76.

Спроектируем шкив зубчато-ременной передачи по [4].

Исходные данные:

Диаметр шкива d=72 мм.

Число зубьев z=18 шт.

Модуль зубьев m=4 мм.

Шаг зубьев t_P=12,57 мм.

Ширина ремня В_Р=40 мм.

Параметры ведущего и ведомого шкивов будут одинаковы и рассчитаны в разделе 2.3.2.2.

2.3.4 Расчёт вала ведущего валка грохота

Мотор-редуктор:                N=1,5 кВт,

n=112 об/мин, (1,87 рад/с)

Предварительный расчёт вала.

Рассчитанная ранее по формуле (2.54) сила, нагружающая вал передачи:

F=4081,55 Н.

Момент, передаваемый валом по [5]:

, Н·м                   (2.56)

Диаметр выходного конца вала определяется приближённо [5] из расчёта на прочность при кручении по заниженным допускаемым касательным напряжениям:

, МПа.

Принимаем МПа, для Сталь 45 ГОСТ 1050-88.

             (2.57)

, м                   (2.58)

В соответствии с рядом Rа 40 принимаем d₁=40 мм.

Назначаем посадочные размеры. Принимаем диаметр вала под посадку шкива d₂=d₁=40 мм, диаметр вала под манжетное уплотнение d₃=45 мм, диаметр вала под подшипник d₄=50 мм, размер квадратной части вала под посадку ступицы дисков 30х30 мм, диаметр упорной шейки ступицы диска d₆=65 мм.

Определим по [5] силу давления ремня на вал:

          (2.59)

где F_о – предварительное натяжение ремня от провисания,

               (2.60)

где k_f=6 – коэффициент провисания;

q=3,8 кг – масса 1 м  ремня (табл. К 32 [5]);

а=112 мм – межосевое расстояние;

g=9,8 м/с² – ускорение свободного падения.

, Н·м

k_В=1,15 – коэффициент нагрузки вала (табл. 58 [5]).

Ранее найденная по формуле (2.55):

, Н;

Тогда:

, Н·м;

Находим удельное усилие на вал от сопротивления, перерабатываемого материала:

;             (2.61)

где N=1500 Вт – мощность привода;

, мм/с           (2.62)

где n=1,17 с ^-1 – частота вращения вала;

D=160 мм – диаметр диска, рабочего органа;

m=9 шт – количество валков грохота;

l=680 мм – длина вала на которой установлены диски рабочего органа.

Тогда:

, Н/м;            (2.63)

Определим реакции опор в подшипниках.

Вычерчиваем схему нагружения вала (рис. 2.3) и определяем опорные реакции.

Рисунок 2.3 – Схема нагружения вала ведущего грохота

Нагрузка F симметрична относительно опор А и В.

Плоскость YOZ:

;                   (2.64)

;                                (2.65)

                    (2.66)

                             (2.67)

Проверка:

Строим эпюру изгибающих моментов относительно YOZ в характерных сечениях.

                   (2.68)

                  (2.69)

Плоскость XOZ:

                   (2.70)

                (2.71)

Проверка:

                   (2.72)

Строим эпюру изгибающих моментов относительно XOZ в характерных сечениях.

, Н·м.

, Н·м.

Строим эпюру крутящих моментов T₁=127,90 Н·м.

2.3.5 Подбор подшипников

Назначаем шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники 1210.

d=50 мм; D=90 мм; B=20 мм; C=64 кН; C₀=26,5 кН.

Определим по [4] радиальные нагрузки в опорах А и В вала:

F _{r А} = R _А,       F _{r B} = R _B;

где R _А, R _B – полные поперечные реакции в опорах А и В.

, Н              (2.73)

, Н             (2.74)

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка по [5]:

             (2.75)

где k_Д=1,1 – коэффициент, учитывающий динамичность внешней нагрузки (табл. 7.5.3 [4]);

k_Т=1 – коэффициент, учитывающий влияние температуры подшипникового узла (табл. 7.5.4 [4]);

Х=1, Y=0 – коэффициенты радиальной и осевой нагрузки;

V=1,2 – при неподвижном внутреннем кольце по отношению к направлению нагрузки.

Тогда:

, Н                 (2.76)

Расчётная динамическая радиальная грузоподъёмность по [4]:

                (2.77)

где p = 3,00 – для шарикоподшипников;

L_h=15·10³ ч – желаемая долговечность подшипника;

Тогда:

, кН             (2.78)

Ранее назначенный подшипник пригоден, так как выполняется следующее условие: СС_расч, 6443.

2.3.6 Подбор шпонок и шпоночных соединений

Шпонки подбираются по таблицам ГОСТа в зависимости от диаметра вала и проверяются расчётом соединения на смятие.

1) Для консольных частей вала для посадки шкивов при d₂=40 мм, назначаем по (табл. П.49 [6]) призматические шпонки b x h=12x8 мм. Длину шпонки принимаем из ряда длин, 1=45 мм – длина шпонки со скруглёнными торцами.

Расчётная длина шпонки:

, мм           (2.79)

Допускаемые напряжения сжатия в предположении посадки шкива из стали.

, МПа

Расчётное напряжение смятия:

, Па                   (2.80)

, МПа                (2.81)

Следовательно принимаем шпонку 12х8х45 мм.

2.3.7 Расчет предохранительных штифтов

Предохранительная муфта служит для ограничения передаваемого момента и предохранения частей механизмов от поломок при перегрузках, превышающих расчетные (т.3 гл. IX, [7]).

Сила затяжки болта поставленного в отверстие равна

,                   (2.82)

где М_кр –расчетный крутящий момент срабатывания муфты Н·мм, во избежание случайных включений муфты берут М_кр=1,25 М_кр.ном.

, Н·мм.            (2.83)

z – число болтов;

f=0,15 – коэффициент трения.

, Н.           (2.84)

При соединении точеными болтами без зазоров момент трения, момент трения вызванный затяжкой, в расчет не принимают или принимают только25-35% его величины.

Поперечная нагрузка приходящаяся на каждый болт равна

, Н.             (2.85)

Далее болт рассчитываем на срез и смятие по диаметру точеного стержня.

Диаметр предохранительного точеного стержня, мм,

,               (2.86)

где М_кр –расчетный крутящий момент срабатывания муфты Н·мм

[τ_ср] – допускаемое напряжение на срез, МПа (т.3 табл. 1, гл. 1 [7]), для стали 45 (предел прочности на срез [τ_ср]=400 МПа);

R=22 – hадиус расположения срезного штифта, мм;

4. Материал предохранительного штифта: среднеуглеродистые стали. Например, сталь 45 (предел прочности на срез τср=400 МПа).

, мм.                (2.87)

Принимаем 3 срезных штифта [т. 1 с. 655, 7] D=5 мм.

Уточняется радиус расположения срезного штифта R:

, мм.                    (2.88)

2.4 Кинематический расчёт

Привод грохота осуществляется от мотор-редуктора ЗМП – 31,5, мощность которого N=1,5 кВт, частота вращения n=112 об/мин. Далее через ведущий зубчатый шкив зубчато-ременной передачи крутящий момент зубчатым ремнём передаётся на шкив ведомого валка грохота (передаточное число u=1,7). Далее крутящий момент на каждый последующий валок передаётся