Проектировать пластинчатый конвейер для перемещения горячих отливок

Ориентировочный минимальный диаметр вала определяю  из расчета только на кручение по формуле:

 мм, 

где: M = 8122 Нм - крутящий момент на валу (определен ранее);

[t]_k = 40 Н/мм² - допускаемое напряжение на кручение для стали:

Из стандартного ряда (ГОСТ 6636-69  R40) выбираю подходящее значение диаметра d_пв = 120 мм. Под крепление приводных звездочек принимаю диаметр  d = 120 мм. Ширину ступицы приводной звездочки определяю исходя из необходимой длинны шпонки для передачи вращающего момента. Длину шпонки определяю из условия смятия и прочности:

, (2.27)

где: l - длинна шпонки, мм;

d - диаметр вала в месте установки шпонки, мм;

h, b, t₁, - размеры поперечного сечения шпонки, мм (выбираю из [3]:табл. 6.9);

[s]_см - допустимое напряжение смятия, для стальных ступиц 100-120 Н/мм².

Длина шпонки определяется по формуле:

=-25 = 200 мм

Принимаем = 137 мм.

Диаметр под  подшипник определяю по формуле:

= d+2t = 100+9 = 109 мм

Принимаю  равным 104 мм.

Определяем диаметр вала под  звездочку:

= +3r = 110+10,5 = 120,5 мм

Принимаем равным 120 мм.

Длина конца выходного вала:

l =1,25d = 1,25100 = 125 мм

Длину подшипника определяю по формуле:

= 1,25110 = 137,5 138 мм

Диаметр ступицы определяю по формуле:

= 1,5+10 = 190 мм

Длину ступицы определяю по формуле:

= 0,8 = 152 мм

Принимаю  равной 157 мм.

Для уточненного  расчета необходимо предварительно задаться общей длиной вала и определить расчетные нагрузки. Ориентировочную  длину вала можно принять для  типовых конструкций. При ширине настила  общая длина вала , расстояние между центрами опор , а расстояние между звездочками, учитывая ширину настила и параметры выбранной цепи, составит .

Приводной вал  испытывает изгиб от поперечных нагрузок , создаваемых натяжением полотна, и кручение от момента , передаваемого на вал приводом.

Суммарная поперечная нагрузка на приводной вал  равна:

 

= 91515,55 + 2000 = 93515,55 Н.

 

Поскольку эта нагрузка передается на вал через  ступицы, то:

 

 = = 46757 Н.

Расчетная схема  приводного вала и эпюра изгибающих моментов имеет вид (весом звездочек  пренебрегаю):

 

                                           

 

 

 

 

 

9.  РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

 

Расчет  подшипников ведут по динамической грузоподъемности:

, где  - эквивалентная нагрузка на подшипник, для конвейеров , - долговечность подшипника.

L = = 8,19, где n = 39 об/мин - частота вращения вала, - для средних условий эксплуатации.

Итак, для  приводного вала имеем:

= 3549 Н

= 45967∙³√8,19 = 92656 Н

 

Для натяжного:

 

=6947∙³√8,19=14003 Н

Так как при  монтаже на раме конвейера отдельно стоящих корпусов подшипников имеет  место нарушение их соосности, и  перекос вала выбираю шарикоподшипники радиальные сферические двухрядные 1218 (ГОСТ 5720-75 и 8545-75) со следующими параметрами:

Выбираем  самоустанавливающиеся радиальные сферические двухрядные шарикоподшипники ГОСТ 28428-90:

1. для приводного вала - d=100 мм (внутренний диаметр), D=192 мм

(наружный  диаметр), обозначение - 1202, С=12200 кН;

2. для натяжного вала - d=80 мм, D=170 мм,  обозначение – 1112,

С=40000кН.

 

 

 

 

 

10.  РАСЧЕТ ЗВЕЗДОЧЕК

 

Известные параметры:

• делительный диаметр звездочек d_e = 600 мм;
• количество зубьев z = 8;
• шаг зубьев t = 63 мм.
• диаметр роликов цепи D_ц = 70 мм.

 

Диаметр наружной окружности определяю по формуле:

 мм, 

где: К=0.7 - коэффициент высоты зуба.

Диаметр окружности впадин определяю по формуле:

 мм,

Смещение  центров дуг впадин определяю  по формуле:

e = 0.01 .. 0.05 t = 2 мм.

Радиус впадин зубьев определяю по формуле:

r = 0.5(D_ц - 0.05t) = 33 мм.

Ширину зуба определяю по формуле:

b_f = 0.9 В_н- 0,15 =58,35 мм. 

Ширину вершины  зуба определяю по формуле:

b = 0.6b_f = 0,6·58,35= 35 мм. 

Диаметр венца  определяю по формуле:

мм, 

где: d₅ = 170 мм - диаметр реборды катка цепи;

h = 85 мм - ширина пластины цепи.

мм.

 

11.  РАСЧЕТ И ПОДБОР МУФТЫ

 

При отключении конвейера в нагруженном состоянии  из за наклона

части конвейера вес груза создаст  усилие, направленное в сторону противоположную  движению полотна. Это усилие определяю  по формуле (сопротивлением звездочек  пренебрегаю):

 Н.

 H.

Отрицательный значение силы означает, что сила трения элементов

конвейера выше силы скатывания груза, а следовательно нет необходимости  в применении тормозного устройства.

Для передачи момента от электродвигателя ко входному валу

редуктора принимаю упругую втулочно-пальцевую муфту  типа МУВП (ГОСТ 21424-75) с расточками полумуфт под вал двигателя (d_дв = 55 мм) и под входной вал редуктора (конусная расточка d_р1 = 40 мм).

Момент подводимый к валу электродвигателя равен отношению

момента на выходном валу редуктора к передаточному  числу редуктора M_дв = 203.4 Нм.

С учетом запаса и габаритных размеров принимаю муфту с

номинальным крутящим моментом M_кр = 500 Нм, при этом максимальный (габаритный) диаметр муфты D = 170 мм, максимальная длинна L = 225 мм, количество пальцев n = 8, длинна пальца l = 66 мм, присоединительная резьба пальца М10.

Для передачи момента от выходного вала редуктора к приводному

валу принимаю зубчатую муфту типа МЗ (ГОСТ 5006-83) с конусной расточкой (исполнение К d_р2 = 90 мм) для присоединения к выходному валу редуктора. Расточка муфты для присоединения к приводному валу цилиндрическая d = 95 мм с двумя шпоночными канавками.

Из предложенного перечня ([1]:Приложение табл. 45) выбираю

муфту с номинальным крутящим моментом M_кр = 19000 Нм.

12.  РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

= 181,32 - общее передаточное число.

= 48,75 - передаточное число редуктора.

- передаточное число открытой  зубчатой передачи.

Крутящий момент на валу электродвигателя:

=9550 ∙ = 294 Н·м

                                                      

Крутящий  момент на выходном валу редуктора:

.

= 294 ∙ 48,75∙ 0,9 = 12899 Н·м

Крутящий  момент на колесе:

= 12899∙3,72∙0,9 = 43187 (Нм)

Межосевое расстояние определим по формуле:

α = (+1) = 179,9 мм

 

Принимаем 200.

Модуль  передачи: m = 0,02 α = 4 мм.

Рабочая ширина колеса:

= 0,25 ∙ 200 = 50 мм

Ширина  шестерни:

= 50 +2 = 52 мм.

Суммарное число зубьев:

= 2∙ 200/4=100 мм

Число зубьев шестерни:

= 100/4,72 = 20

.

Число зубьев колеса:

= 100 – 20 = 80

Фактическое значение передаточного числа:

 

U = 80/20= 4

 

Диаметры  делительных окружностей шестерни и колеса соответственно равны:

= 420 = 80 мм,

           = 4 ∙80 = 320 мм

Диаметры  окружностей вершин и впадин зубьев:

1) Шестерни:

= 80 +2 ∙4  = 88 мм

= 80 – 2,5 ∙4  = 70 мм

2) Колеса:

= 320 + 2 ∙ 4  = 328 мм.

= 320 – 2,5 ∙ 4  =310 мм.

 

ЛИТЕРАТУРА

 

1. А.О. Спиваковский  “Транспортирующие  машины” . Атлас  конструкций-“Машиностроение”. Москва. 1971 год.
2. Р.Л. Зенков  “Машины  непрерывного  транспорта”. “Машиностроение”.  Москва  1987 год.
3. Методические  указания  по  курсовому  проектированию. “Машины  непрерывного  транспорта”
4. В.И. Анурьев   “Справочник  конструктора-машиностроителя”.   т.  1,2,3. Москва, “Машиностроение”   1978 год.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

					КП.00.00.09.ПЗ
Изм	Лист	№ докум.	Подп.	Дата
Разраб.		Троянов Р.С.			Пластинчатый цепной конвейер	Литера			Лист	Листов
Руковод.		Икомбаев Т.Д					у		3	23
Консул.
Н. контр.						ИнЕУ гр. ТМО-302
Утв.		Икомбаев Т.Д

					КП.00.00.09.ПЗ	Лист
Изм	Лист	№ докум.	Подп.	Дата