 |
|
Расчет цепной передачи
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь (рисунок 5)
1- соединительное звено; 2- переходное звено
Рисунок 5- Цепь роликовая однорядная
Передаточное число определено в разделе 1: uц =4,1
Вращающий момент на ведущей звездочке определен в разделе 1:
Число зубьев ведущей звездочки находим по формуле 15:
Z3 = 31 – 2uц (15)
Z3 = 31 – 2uц = 31 – 2 · 4,1 = 22,8 ≈ 23;
Число зубьев ведомой звездочки:
Z4 = Z3 · uц = 23 · 4,1 =94,3 ≈ 94
Принимаем
Z3 = 23 и Z4 = 94
Тогда фактическое значение передаточного отношения цепной передачи составит:
Отклонение 4,1-4,08/4,1х 100% = 0,49%, что допустимо.
Расчетный коэффициент нагрузки определим по формуле (16):
Кэ = kд · kа · kн · kр · kсм · kп (16)
где kд = 1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру);
kа =1 – учитывает влияние межосевого расстояния [kа = 1 при ац ≤ (30÷60)t];
kн = 1 – учитывает влияние угла наклона линии центров [kн = 1, если этот угол не превышает 60º; в данном примере угол = 45º, см. рисунок 12.1 (1)];
kр = 1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи;
kсм = 1 при непрерывной смазке;
kп = 1, учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе.
Кэ = kд · kа · kн · kр · kсм · kп =1·1·1·1,25·1·1 = 1,25
Для определения шага цепи по формуле (7.38) гл. VII (1) надо знать допускаемое давление [р] в шарнирах цепи. В таблице 7.18 (1) допускаемое давление [р] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому для расчета по формуле (7.38) (1) величиной [р] следует задаваться ориентировочно.
Ведущая звездочка имеет частоту вращения:
Среднее значение допускаемого давления при n≈200 об/мин. Составит
[р] = 23 МПа.
Шаг однорядной цепи определим по формуле (7,38) [1]:
Подбираем по таблице (Приложение Л) цепь ПР – 25,4-60,0 по ГОСТ 13568-75, имеющую:
t = 25,4 мм;
разрушающую нагрузку Q=60,0 кН;
массу q=2,6 кг/м;
Аоn = 179,7 мм2.
Скорость цепи определим по формуле (17):
(17)
Окружная сила составит:
Давление в шарнире проверяем по формуле (7.39) [1]:
Уточняем по таблице 4 (Приложение К) допускаемое давление:
[р] = 23[1+0,01(z3 - 17)] = 22[1+0,01(23 - 17)] = 23,32 МПа.
Условие р < [р] выполнено.
В этой формуле 23 МПа – табличное значение допускаемого давления по таблице 4 (Приложение К) при
n = 200 об/мин и
t = 25,4 мм.
Определяем число звеньев цепи по формуле (7.36) [1]:
где
Тогда
Округляем до четного числа tt = 162.
Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле (7.37) [1]:
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на
1282 · 0,004 ≈ 5 мм.
Определяем диаметры делительных окружностей звездочек по формуле (7.34) [1]:
Определяем диаметры наружных окружностей звездочек по формуле (7.35) [1]:
где 
=15,88 мм – диаметр ролика цепи по таблице 3 (Приложение Ж)
De3 = 25,4 
De4 = 25,4 
Определим силы, действующие на цепь:
- окружная Ftц = 3596 (1) – определена выше;
- от действия центробежных сил определим по формуле (18):
Fv =qv2, (18)
где q = 2,6 кг/м по таблице 3 (Приложение Ж):
Fv =qv2 = 3.8 · 1.532 ≈ 9 Н,
- от провисания по формуле (19):
Ff = 9,81kfqaц , (19)
где kf = 1,5 при угле наклона передачи 45º
Ff = 9,81kfqaц = 9,81 · 1,5 · 2,6· 1,282 = 49 Н,
Расчетная нагрузка на валы определяется по формуле (20):
(20)
Проверяем коэффициент запаса прочности цепи по формуле (7.40) [1]:
Это больше, чем портативный коэффициент запаса [S] ≈ 9, следовательно, условие S › [S] выполнено.
Размеры ведущей звездочки:
- ступица звездочки:
dст = 1,6 · 45 = 54-72 = 70 мм;
- длина ступицы:
lст = =(1,2÷1,6)·45 = 54÷72 мм;
принимаем lст = 65 мм;
Толщина диска звездочки определяется по формуле (7.41):
S=0,93· Ввн
где ВВН – расстояние между пластинками внутреннего звена по таблице 3 (Приложение Ж):
0,93 Ввн = 0,93 · 15,88 ≈ 15 мм,
Компоновка
Вычерчиваем на миллиметровой бумаге упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерню выполняем за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника. Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1=1,2δ=1,2 х 8 = 9,6 мм. Принимаем зазор от окружности вершин зубъев колеса до внутренней стенки корпуса А =δ= 8 мм;
Намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии (рисунок 6).
Рисунок 6- Шарикоподшипник радиальный однорядный
Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dп1 =35мм и dП2 =50 мм (таблица 2) № 308 и 311.
Таблица 2
| Условное обозначение подшипника | d | D | В | Грузоподъемность | |
| Размеры, мм | С | Со | |||
| 41,0 | 22,4 | ||||
| 71,5 | 41,5 |
Для смазки подшипников принимаем пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина у=8 - 12мм.
Измерением находим расстояние на ведущем валу l1 =78 мм и на ведомом l2=78 мм. Принимаем окончательно l1= l2= 78 мм. Глубина гнезда подшипника l г= 1,5 В; для подшипника 311 В = 29 мм; l г = 1,5х27 = 40,5 мм; примем l г = 41 мм (таблица 2). Толщину фланца Δ крышки принимают примерно равной dо отверстия; в этом фланце Δ = 14 мм. Высоту головки болта примем 0,7 dв=0,7 х 12 = 8,4 мм. Зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи – 10мм. Длину пальца l примем на 5 мм больше шага. Таким образом l = t+5= 31,75 + 5 = 36,75 мм.
Измерением устанавливаем l3=80 мм. Примем окончательно l3=80 мм
8 Проверка долговечности подшипника
Рассмотрим ведущий вал (рисунок 3). Из предыдущих расчетов имеем:
Ft =2370 H,
Fr =885 H,
Fa =525 H;
Из первого этапа компоновки
l1=80 мм.
Реакции опор:
В плоскости xz
RX1 =RX2= 
Н;
В плоскости yz реакции определяются по формуле (8.14) [1]:
RY1 = 
;
RY2 = 
Проверка:
RY1+ RY2–Fr=552+333 – 885 = 0.
Суммарные реакции :
Pr1= 
;
Pr2= 
;
Подбираем подшипники по балке нагруженной опоре 1.
Намечаем радиальные шариковые подшипники 308 (таблица 2)
D=40 мм;
D=90 мм;
В=23 мм;
С=41,0 кН;
Со=22,4 кН
Эквивалентная нагрузка определяется по формуле (9.3) [1]:
Рэ=(XVPr1 +YPa)Кб Кт,
где Рr1- радиальная нагрузка. Рr1=1307 Н;
Ра – осевая нагрузка. Ра =Fa=525Н;
V – коэффициент, учитывающий посадку колец подшипника.
V=1 (вращается внутреннее кольцо);
Кб -коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров. Кб=1
Кт – температурный коэффициент. Кт=1
Составим расчетную схему ведущего вала (рисунок 7)
Рисунок 7 – Расчетная схема ведущего вала
Отношение
Этой величине по таблицу 9.18 [1] соответствует е 
0,23.
Отношение
;
Х=0,56
У=1,99.
Рэ=(0,56·1307+1,99·525) 1877 Н.
Расчетную долговечность (млн. об) определим по формуле (9.1) [1]:
L= 
L= 
Расчетная долговечность в (Н) определим по формуле (9.2) [1]:
Н,
Что больше установленных ГОСТ 16162–85
Ведомый вал (рисунок 8) несет такие же нагрузки, как и ведущий:
Ft=2370 H;
Fr=885 H;
Fa=525 H
Нагрузки на вал от цепной передачи определены при расчете цепной передачи в разделе 6.
FВ =3750 Н.
Составляющие этой нагрузки:
FВx= FВy= FВsin 45°=3750 х 0,707 = 2651Н
Из первого этапа компоновки l2=80мм и l3=80 мм.
Реакции опор:
В плоскости xz
Поверка:
в плоскости yz
Проверка:
Суммарные реакции:
Рисунок 8 – Расчетная схема ведомого вала
Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.
Шариковые радиальные подшипники 311 средней серии (таблица 2 раздел 7.
d = 55 мм;
D = 120 мм;
В = 29 мм;
С = 71,5 кН;
Со = 41,5 кН.
Отношение
Этой величине по таблице 9.18 [1] соответствует е ≈ 0,20 (получаем, интерполируя).
Отношение
следовательно,
Х=1
У = 0
Поэтому эквивалентная нагрузка составит:
Рэ = Рr4 · V · Кб · Кт = 5963 · 1 · 1,2 · 1 = 7156 Н.
Примем Кб=1,2, учитывая, что цепная передача усиливает неравномерность нагружения.
Расчетная долговечность в (млн. об) определим по формуле (9.1) [1]:
Расчетная долговечность в часах определим по формуле (9.3) [1]:
где n=145 об/мин – частота вращения ведомого вала.
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не может быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 308 имеют ресурс
Lh ≈ 228 · 103 ч,
а подшипники ведомого вала 311 имеют ресурс
Lh ≈ 112 · 103 ч.