Разработка привода ленточного конвеера

Page 1

Министерство образования Республики Беларусь
Учреждение образования
«Гомельский государственный технический
университет имени П. О. Сухого»
Кафедра «Детали машин»
Гомель 2009
В. А. Барабанцев
РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ
ПРИВОДНОГО ВАЛА
МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ
к курсовому проекту по дисциплинам
«Прикладная механика» и «Механика»
для студентов технических специальностей
дневной и заочной форм обучения

---

Page 2

УДК 621.81.001.66(075.8)
ББК 30.2я73
Б24
Рекомендовано научно-методическим советом
машиностроительного факультета ГГТУ им. П. О. Сухого
(протокол № 1 от 24.106.2007 г.)
Рецензент: доц. каф. «Сельскохозяйственные машины» ГГТУ им. П. О. Сухого канд. техн. наук
В. Б. Попов
Барабанцев, В. А.
Расчет и конструирование приводного вала : метод. указания к курсовому проекту по
дисциплинам «Прикладная механика» и «Механика» для студентов техн. специальностей днев.
и заоч. форм обучения / В. А. Барабанцев. – Гомель : ГГТУ им. П. О. Сухого, 2009. – 39 с. –
Систем. требования: PC не ниже Intel Celeron 300 МГц ; 32 Mb RAM ; свободное место
на HDD 16 Mb ; Windows 98 и выше ; Adobe Acrobat Reader. – Режим доступа:
http://lib.gstu.local. – Загл. с титул. экрана.
Рассмотрены два типа приводных валов: к ленточному и цепному конвейерам (транспортам).
Представлены примеры их расчетов.
Для студентов технических специальностей.
УДК 621.81.001.66(075.8)
ББК 30.2я73
© Учреждение образования «Гомельский
государственный технический университет
имени П. О. Сухого», 2009
Б24

---

Page 3

3
ВВЕДЕНИЕ
В заданиях на курсовые проекты (работы) по «Прикладной меха-
нике» и «Механике» широко представлены приводы, содержащие ре-
дуктор, открытые механические передачи и приводные валы.
Расчетам приводных валов и их конструированию не уделяется
должного внимания.
В данных методических указаниях представлены методики рас-
четов наиболее используемых в курсовом проектировании приводных
валов (к ленточному и цепному конвейерам), что будет способство-
вать рациональному подходу к выполнению студентами проекта.
1 ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
На приводном валу ленточного конвейера устанавливают ба-
рабан (рисунки 1.1, 1.2), цепного – одну или две звёздочки (рисунок
1.3, а, б).
Барабаны ленточных конвейеров изготавливают сварными (рису-
нок 1.1, 1.2) или литыми. В сварной конструкции за счёт уменьшения
толщины элементов возможно сокращение расхода металла и умень-
шение массы барабана. Поэтому при курсовом проектировании пред-
почтение следует отдавать сварной конструкции барабана.
Барабаны с двумя ступицами (рисунки 1.1, 1.2) закрепляют обыч-
но на валу только одной шпонкой со стороны подвода крутящего мо-
мента.
Опоры приводного вала устанавливают обычно на расстоянии
100...200 мм от кромок барабана (рисунок 1.1) и 100...250 мм от сере-
дины тяговой звёздочки (рисунок 1.3). При этом опоры выполняют
преимущественно с радиальными сферическими подшипниками ка-
чения (в основном шариковыми).
Приведем рекомендации по назначению размеров элементов при-
водного вала, как сборочной единицы.
1.1 Ленточные конвейеры
Обод сварного барабана изготавливают из стандартной трубы
или сваривают из листа. Толщина обода составляет 10... 15 мм, по-
этому при выборе трубы следует учесть припуск на обработку обода
по наружному диаметру. Внутреннюю поверхность обода протачива-

---

Page 4

4
ют в местах установки дисков (рисунок 1.1) или не обрабатывают
(рисунок 1.3).
Рисунок 1.1
Рисунок 1.2
Диски изготавливают из листа толщиной 6...8 мм, ребра – из по-
лосы такой же толщины.
Размеры ступицы (рисунок 1.1) ([3]):
– диаметр
d
d
⋅
= 6,
1
ст
;
– длина
d
l
⋅
=
)5,
1
...
2,
1(
ст
, где d – диаметр вала в зоне посадки
ступицы.
Шпоночное соединение предусматривают только в одной ступи-
це со стороны подвода крутящего момента (рисунок 1.1). Размеры
поперечного сечения шпонки
h
b× принимают по таблице П1 прило-
жения.
При курсовом проектировании наружный диаметр барабана D и
его длина
б
L задаются. Если величина
б
L не задана, то ее принимают
равной
)
200
...
100
(
б
+
= B
L
мм.

---

Page 5

5
1.2 Цепные конвейеры
На приводном валу цепного конвейера устанавливают одну (ри-
сунок 1.3, а), или две (рисунок 1.3, б) звёздочки для тяговых пластин-
чатых цепей по ГОСТ 588-81 (таблица П2, рисунок 1.4). Эти звёздоч-
ки иначе называют тяговыми звёздочками [4].
Рисунок 1.3
В задании на курсовое проектирование указывается число зубьев
z тяговой звёздочки, а также характеристика тяговой пластинчатой
цепи: тип цепи, её исполнение и шаг t.
ГОСТ 588-81 предусматривает следующие типы тяговых пла-
стинчатых цепей: тип 1 – втулочные; тип 2 – роликовые; тип 3 – кат-
ковые с гладкими катками с подшипниками скольжения; тип 4 – кат-
ковые с ребордами на катках с подшипниками скольжения.
Цепь каждого типа имеет следующие исполнения:
– исполнение 1 – неразборная цепь со сплошными валиками (ин-
декс М);
– исполнение 2 – разборная цепь со сплошными валиками (ин-
декс М);
– исполнение 3 – неразборная цепь с полыми валиками (индекс
МС).

---

Page 6

6
Ри
с
у
н
о
к
1.
4
Ти
п
1
И
с
по
л
н
е
н
ие
1
Ти
п
3
И
с
по
л
н
е
н
ие
3
Ти
п
4
И
с
по
л
н
е
н
ие
2
Ти
п
2
И
с
по
л
н
е
н
ие
2

---

Page 7

7
Пример условного обозначения тяговой пластинчатой цепи М с
разрушающей нагрузкой 112 кН типа 2 с шагом 100 мм исполнения 1:
Цепь M1 12–2–100–1 ГОСТ 588-81.
Цепь выбирается не только величине t, но и по расчетной разру-
шающей нагрузке
расч
разр.
S
, которая определяется по формуле:
наб
ц
расч
разр.
S
k
S
⋅
=
,
(1.1)
где
ц
k – коэффициент запаса прочности тяговой пластинчатой цепи;
8
...
6
ц
=
k
– для горизонтальных конвейеров;
10
...
8
ц
=
k
– для цепей
конвейеров, имеющих наклонные участки;
наб
S
– натяжение в цепи, набегающей на приводную тяговую
звёздочку.
При наличии двух тяговых пластинчатых цепей (на приводном
валу установлены две тяговые звёздочки) величина
расч
разр.
S
для од-
ной цепи с учётом неравномерности распределения нагрузки между
цепями определяется по формуле:
наб
ц
расч
разр.
)
63
,0
...
55
,0(
S
k
S
⋅
⋅
=
.
(1.2)
Тогда условие выбора номера цепи по ГОСТ 588 – 81:
разр
расч
разр.
S
S
≤
,
(1.3)
где
разр
S
– разрушающая нагрузка для цепи по ГОСТ 588- 81 (см. таб-
лицу П2).
Основные размеры звёздочек для тяговых пластинчатых цепей
определяют по ГОСТ 592-81 (рисунок 1.5, таблица П3).

---

Page 8

8
Рисунок 1.5

---

Page 9

9
1.3 Составление расчетной схемы приводного вала
ленточного и цепного конвейеров
Расчетные схемы приводных валов ленточных и цепных конвей-
еров представлены на рисунке 1.6.
S
F
м
a b
c
d
S/2
S/2
A
B
R
A
R
B
F
м
R
AM
R
BM
S/2
S/2
S
F
t
a b
c
d
S/2
S/2
A
B
R
yA
R
yB
S/2
S/2
F
r
F
t
F
r
F
t
a
b
c
S
A
B
R
yA
R
yB
S
F
r
F
t
F
r
S
F
м
a
b
c
S
A
B
R
A
R
B
F
м
R
AM
R
BM
S
F
м
F
м
F
м
F
м
z
y
z
y
x
б)
г)
S
а)
в)
R
xB
R
xA
Рисунок 1.6 – Расчетные схемы приводных валов
Расчётное усилие S , Н, для приводного вала конвейера опреде-
ляют по формуле
сб
наб
S
S
S
+
=
,
(1.4)

---

Page 10

10
где
наб
S
и
сб
S – натяжение соответственно в набегающей на привод-
ной барабан или звёздочку ветви тягового элемента (ленте или цепи)
и сбегающей ветви, Н.
В конвейерах, как правило, верхние грузовые ветви тягового эле-
мента являются набегающими на приводной барабан или звездочку, а
нижние холостые – сбегающими.
При известном вращающем моменте T на приводном валу усилия
наб
S
и
сб
S можно определить, решая систему уравнений:
⎪
⎭
⎪
⎬
⎫
⋅
=
⋅
⋅
=
−
,
;
10
2
3
сб
наб
cб
наб
S
c
S
D
T
S
S
(1.5)
где T – вращающий момент на приводном валу, Н·м;
D – диаметр барабана, мм; для цепного конвейера вместо D не-
обходимо подставлять делительный диаметр
∂
d звездочки для тяго-
вой пластинчатой цепи;
c – коэффициент, зависящий от типа конвейера;
Значения коэффициента принимают [4]:
а) для ленточного конвейера с чугунным или стальным бараба-
ном:
44
,1
=
c
– атмосфера очень влажная;
08
,2
=
c
– атмосфера влажная;
0,
3
=
c
– атмосфера сухая.
б) для цепного конвейера
0,
8
...
0,
5
=
c
.
Консольными нагрузками для приводного вала являются: сила от
муфты
м
F при соединении выходного вала редуктора с приводным
валом посредством компенсирующей муфты;
в
F – консольная сила от
цепной передачи при ее установке между редуктором и приводным
валом;
t
F и
r
F – окружное и радиальное усилия при установке на
консольной части приводного вала зубчатого колеса открытой цилин-
дрической передачи;
t
F ,
r
F и
a
F – окружное, радиальное и осевое
усилия при установке на консольной части приводного вала зубчатого
колеса открытой конической передачи.
Консольное усилие от цепной передачи
в
F определяется в разде-
ле расчета открытой передачи.
Усилие
м
F
определяется по зависимости

---

Page 11

11
tм
м
F
F
)5,
0
...
2,
0(
=
,
(1.6)
где
tм
F – окружное усилие в муфте, Н;
0
2
D
T
F
p
tм
=
;
(1.7)
р
T – расчетный крутящий момент на муфте, Н·мм;
0
D
– диаметр муфты или диаметр делительной окружности звез-
дочки цепной муфты, мм.
Окружные усилия определяются по формулам
– открытая цилиндрическая передача
d
T
F
t
2
=
;
(1.8)
– открытая коническая передача
m
t
d
T
F
2
=
.
(1.9)
Радиальные усилия
– открытая цилиндрическая передача
α
tg
F
F
t
r
⋅
=
;
(1.10)
– открытая коническая передача
1
sin
δ
α
⋅
⋅
=
tg
F
F
t
r
;
(1.11)
Осевое усилие в открытой конической передаче
2
sin
δ
α
⋅
⋅
=
tg
F
F
t
a
.
(1.12)
В формулах (1.8 – 1.12):
T – вращающий момент на приводном валу, Н·мм;
d – диаметр делительной окружности цилиндрического зубчато-
го колеса, мм;
m
d – средний делительный диаметр конического колеса, мм;
α
– угол зацепления в нормальном сечении, град;

---

Page 12

12
1
δ
и
2
δ
– углы делительных конусов конических шестерни и ко-
леса.
При установке между редуктором и приводным валом компенси-
рующей муфты сила
м
F , создаваемая ею, принимается в качестве си-
лы неопределенного направления. Поэтому для приводного вала от-
дельно рассматривается нагружение
м
F (см. рисунок 1.6, а, в), опре-
деляются реакции опор
AM
R
и
BM
R , а также строится эпюра изги-
бающего момента
м
M от данной силы. Тогда для наихудшего случая
результирующая реакция наиболее нагруженной опоры, например A
AM
A
A
R
R
R
+
=
и результирующий изгибающий момент в соответст-
вующем опасном сечении вала
м
и
M
M
M
+
=
.
При установке между редуктором и приводным валом цепной
передачи консольная сила
в
F , создаваемая ею на конце приводного
вала, направлена по линии, соединяющей центры звездочек.
При установке между редуктором и приводным валом открытых
зубчатых передач определяют опорные реакции в двух плоскостях
YOZ и XOZ и находят с
уммарные реакции опор:
2
2
yA
xA
A
R
R
R
+
=
;
2
2
yB
xB
B
R
R
R
+
=
.
После этого проводится проверочный расчет шпоночного со-
единения на смятие, по динамической грузоподъемности проверяется
предварительно выбранный радиальный сферический двухрядный
шарикоподшипник наиболее нагруженной опоры и в опасном сечении
выполняется проверочный расчет вала на сопротивление усталости.
2 ПРИМЕР РАСЧЕТА ПРИВОДНОГО ВАЛА
ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА
Исходные данные.
1. Частота вращения приводного вала
60
=
n
об/мин.
2. Вращающий момент на приводном валу
208
,
915
=
T
Н·м.
3. Диаметр барабана
400
б
=
D
мм.

---

Page 13

13
4. Для соединения выходного вала редуктора с приводным валом
принята цепная муфта, передающая максимальный крутящий момент
1400
Н·м
.
Расчетный крутящий момент на муфте
6,
1120
=
p
T
Н·м.
5. Расчетный срок службы
10000
]
[
=
h
L
ч.
2.1 Предварительный расчет приводного вала
Предварительный расчет валов ведем на кручение по понижен-
ным допускаемым напряжениям.
Диаметр выходного конца приводного вала определяется по фор-
муле ([2], 8.16)
3
]
[
16
k
T
d
τ
π
⋅
≥
,
(2.1)
где
]
[
k
τ
– допускаемое напряжение на кручение, МПа; ]
[
k
τ
= 15 … 25
МПа.
5,
61
20
14
,3
915208
16
3
=
⋅
⋅
=
пр
в
d
мм;
принимаем
63
=
пр
в
d
мм.
Диаметр вала под уплотнением
t
d
d
пр
в
пр
у
2
+
=
;
(2.2)
2,
72
6,
4
2
63
=
⋅
+
=
пр
у
d
мм;
принимаем
пр
у
d
= 75 мм.
Диаметр вала под подшипники
75
=
пр
п
d
мм.
Диаметр вала для упора подшипников
r
d
d
пр
п
пр
уп
⋅
+
=
3 ;
(2.3)
5,
85
5,
3
3
75
=
⋅
+
=
пр
уп
d
мм;
принимаем
90
=
пр
уп
d
мм.
Диаметр вала в зоне посадки ступиц барабана

---

Page 14

14
95
=
б
ст
d
мм.
Величину
t
и
r
принимаем по ([1], с.42).
2.2 Определение усилий
Величину
м
F
определим по зависимости (1.6), где
0
D =147,21 мм;
15225
21
,
147
10
6,
1120
2
3
=
⋅
⋅
=
tм
F
Н.
5,
7612
...
3045
15225
)5,
0
...
2,
0(
=
⋅
=
м
F
Н.
Принимаем
5329
=
м
F
Н
Расчетное усилие
S
определяем по формуле (1.4).
Усилия
сб
наб
S
S
и
определяются из системы уравнений (1.5).
Коэффициент
08
,2
=
c
.
Тогда
сб
наб
S
S
⋅
= 08
,2
;
400
10
208
,
915
2
08
,2
3
⋅
⋅
=
−
⋅
сб
сб
S
S
;
4576
)1
08
,2(
=
−
сб
S
;
4237
)1
08
,2(
4576
=
−
=
сб
S
Н;
8813
4237
08
,2
=
⋅
=
наб
S
Н;
13050
4237
8813
=
+
=
S
Н.

---

Page 15

15
2.3 Определение опорных реакций, возникающих в подшип-
никовых узлах приводного вала и проверка долговечности под-
шипников
Схема нагружения приводного вала представлена на рисунке
1.6, а; 1.7, а.
S
F
м
a=162
b=160
c=410
d=160
S/2
S/2
A
E
R
A
R
B
F =5329 Н
м
R
AM
R
BM
6525 Н
F
м
z
y
а)
D
B
C
6525 Н
6525 Н
1044000
1044000
Эпюра
, Н мм
М
Эпюра
, Н мм
М
м
863298
674082
180216
915208
Эпюра
, Н мм
М
кр
б)
Рисунок 1.7
Пусть заданы расстояния:
162
=
a
мм;
160
=
b
мм;
410
=
c
мм;
160
=
d
мм.
Определяем опорные реакции от действия усилия S (рисунок
1.7, а):

---

Page 16

16
∑
= ;0
A
M
0
)
(
)
(
2/
2/
=
+
+
⋅
−
+
⋅
+
⋅
d
c
b
R
c
b
S
b
S
B
;
d
c
b
c
b
S
b
S
R
B
+
+
+
⋅
+
⋅
=
)
(
2/
2/
;
6525
160
410
160
)
160
410
(
)2
/
13050
(
160
)2
/
13050
(
=
+
+
+
⋅
+
⋅
=
B
R
Н;
∑
= ;0
B
M
0
)
(
)2
/
(
)
(
)2
/
(
=
+
+
⋅
+
⋅
−
+
⋅
−
d
c
b
R
d
S
d
c
S
A
;
d
c
b
d
S
d
c
S
R
A
+
+
⋅
+
+
⋅
=
)
2/
)
(
2/
;
6525
160
410
160
160
)2
/
13050
(
)
160
410
(
)2
/
13050
(
=
+
+
⋅
+
+
⋅
=
A
R
Н.
Определяем опорные реакции от действия усилия
м
F
(рисунок
1.7):
∑
= ;0
A
M
0
)
(
=
+
+
⋅
+
⋅
−
d
c
b
R
a
F
BM
м
;
d
c
b
a
F
R
м
BM
+
+
⋅
=
;
6,
1182
160
410
160
162
5329
=
+
+
⋅
=
BM
R
Н;
∑
= ;0
B
M
0
)
(
)
(
=
+
+
⋅
+
+
+
+
⋅
−
d
c
b
R
d
c
b
a
F
AM
м
;
d
c
b
d
c
b
a
F
R
м
A
+
+
+
+
+
⋅
=
)
(
;
6,
6511
160
410
160
)
160
410
160
162
(
5329
=
+
+
+
+
+
⋅
=
AM
R
Н.
Проверка:
0
=
∑Y
;
BM
AM
м
R
R
F
−
+
−
= 0;
0
6,
1182
6,
6511
5329
=
−
+
−
0
0 = .

---

Page 17

17
Подбор подшипников осуществляем по наиболее нагруженной
опоре.
AM
A
A
R
R
R
+
=
∑
;
6,
13036
6,
6511
6525
=
+
=
∑ A
R
Н.
Для установки на приводной вал принимаем шариковые радиаль-
ные сферические двухрядные подшипники средней серии 1315,
имеющие следующую характеристику:
75
=
d
мм;
160
=
D
мм;
37
=
B
мм;
80
=
C
кН;
5,
40
0
=
C
кН.
Номинальная долговечность подшипника, млн. об., определяется
по формуле ([2], 9.1)
,
p
э
P
C
L
⎟
⎟
⎠
⎞
⎜
⎜
⎝
⎛
=
(2.4)
где
C
– динамическая грузоподъемность подшипника, кН;
э
P
– эквивалентная нагрузка, кН;
p
– показатель степени; для шариковых подшипников
p
=3.
Номинальная долговечность подшипника в часах определяется по
формуле([2], 9.2)
.
60
10
6
n
L
L
h
⋅
=
(2.5)
Так как осевая нагрузка отсутствует, то эквивалентная нагрузка
определяется по формуле
т
K
K
XVR
P
б
A
э
⋅
⋅
=
,
(2.6)
где
X
– коэффициент радиальной нагрузки ;
X
=1 ([2], табл. 9.18);
V
– коэффициент вращения;
V
=1;
б
K
– коэффициент безопасности;
3,
1
=
б
K
([2], табл. 9.19);
т
K
– температурный коэффициент;
т
K
=1,0.
16978
0,
1
3,
1
6,
13036
0,
1
0,
1
=
⋅
⋅
⋅
⋅
=
э
P
Н;

---

Page 18

18
105
978
,
16
80
3
=
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
=
L
млн. об.
29167
60
60
105
10
6
=
⋅
⋅
=
h
L
ч > [
h
L ] = 10000 ч.
Долговечность подшипников приводного вала обеспечена.
2.4 Проверка прочности шпоночного соединения
Для изготовления шпонок принимаем сталь 45 нормализованную.
Напряжения смятия и условие прочности проверяется по формуле
([2], 8.22)
],
[
)
(
2
1
см
р
см
t
h
l
d
T
σ
σ
≤
−
⋅
=
(2.7)
где T – передаваемый вращающий момент, Н⋅мм;
d – диаметр вала в месте установки шпонки, мм;
р
l – рабочая длина шпонки, мм;
b
l
l
р
−
=
;
]
[
см
σ
– допускаемое напряжение смятия, МПа;
=]
[
см
σ
150 МПа
([3], п. 8.1).
В месте установки барабана:
=
d 95 мм;
14
25×
=
× h
b
мм; =l 130 мм; =
1
t
9 мм.
7,
36
)9
14
(
)
25
130
(
95
915208
2
=
−
⋅
−
⋅
⋅
=
см
σ
МПа;
]
[
см
см
σ
σ
<
.
Условие прочности (2.7) выполняется.
2.5 Уточненный расчет приводного вала
Принимаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются
по симметричному циклу, а касательные от кручения по отнулевому.
Прочность вала считается обеспеченной при условии

---

Page 19

19
],
[s
s ≥
(2.8)
где ]
[s – допускаемая величина коэффициента запаса прочности;
]
[s =2,5 ([4], с.162).
Коэффициент запаса прочности в опасном сечении определяется
по формуле
,
2
2
τ
σ
τ
σ
s
s
s
s
s
+
=
(2.9)
где
σ
s – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжени-
ям,
m
v
k
s
σ
ψ
σ
β
ε
σ
σ
σ
σ
σ
+
=
−1
,
(2.10)
1
−
σ
– предел выносливости стали при симметричном цикле изги-
ба;
1
−
σ
= 0,43
в
σ
– для углеродистых сталей;
σ
k – эффективный коэффициент концентрации нормальных на-
пряжений;
β
– коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверх-
ности;
v
σ
– амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наиболь-
шему напряжению изгиба
и
σ в рассматриваемом сечении;
m
σ
– среднее напряжение цикла нормальных напряжений;
τ
s – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
m
v
k
s
τ
ψ
τ
β
ε
τ
τ
τ
τ
τ
+
=
−1
,
(2.11)
1−
τ
– предел выносливости стали при симметричном цикле круче-
ния;
1
1
58
,0
−
−
=
σ
τ
.
Остальные обозначения в формуле (2.11) имеют тот же смысл,
что и в формуле (2.10), с той лишь разницей, что они относятся к на-
пряжениям кручения.
Определяем величины изгибающих моментов (рисунок 1.7, а).

---

Page 20

20
0
=
=
=
E
B
A
M
M
M
;
1044000
160
6525
=
⋅
=
⋅
=
b
R
M
A
D
Н⋅мм;
−
+
⋅
=
⋅
−
+
⋅
=
)
410
160
(
6525
2/
)
(
c
S
c
b
R
M
A
E
1044000
410
6525
=
⋅
−
Н⋅мм.
Определяем величины изгибающих моментов (рисунок 1.7, б).
0
=
=
B
C
M
M
;
863298
162
5329
−
=
⋅
−
=
⋅
−
=
a
F
M
м
A
Н⋅мм;
+
+
⋅
−
=
⋅
+
+
⋅
−
=
)
160
162
(
5329
)
(
b
R
b
a
F
M
AM
м
D
674082
160
6,
6511
−
=
⋅
+
Н⋅мм.
+
+
+
⋅
−
=
+
⋅
+
+
+
⋅
−
=
)
410
160
162
(
5329
)
(
)
(
c
b
R
c
b
a
F
M
AM
м
E
189216
)
410
160
(
6,
6511
−
=
+
⋅
+
Н⋅мм.
Изгибающие моменты составят:
369918
674082
1044000
=
−
=
∑
D
M
Н⋅мм.
863298
−
=
∑
A
M
Н⋅мм.
Рассмотрим место установки барабана.
Материала вала – сталь 45 нормализованная:
=
в
σ
570 МПа;
245
570
43
,0
1
=
⋅
=
−
σ
МПа;
142
245
58
,0
1
=
⋅
=
−
τ
МПа.
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной
канавки:
49
,1
;
59
,1
=
=
τ
σ
k
k
([2], табл. 8.5.);
6,
0
;
71
,0
=
=
τ
σ
ε
ε
([2], табл. 8.8);
15
,0
=
σ
ψ
1,
0
=
τ
ψ
([2], с. 163, 166).
Момент сопротивления кручению ([2], табл.8.5)

---

Page 21

21
;
2
)
(
16
2
1
1
3
d
t
d
bt
d
W
нетто
k
−
−
=
π
(2.12)
159501
95
2
)9
95
(
9
25
16
95
14
,3
2
3
=
⋅
−
⋅
⋅
−
⋅
=
нетто
k
W
мм
3
.
Момент сопротивления изгибу ([2], табл. 8.5)
;
2
)
(
32
2
1
1
3
d
t
d
bt
d
W
нетто
−
−
=
π
(2.13)
5,
75371
95
2
)9
95
(
9
25
32
95
14
,3
2
3
=
⋅
−
⋅
⋅
−
⋅
=
нетто
W
мм
3
.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряже-
ний
;
2
нетто
k
m
v
W
T
=
=
τ
τ
9,
2
159501
2
915208
=
⋅
=
v
τ
МПа.
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
;
max
нетто
D
v
W
M
=
=
σ
σ
9,
4
5,
75371
369918
=
=
v
σ
МПа;
0
=
m
σ
;
3,
22
9,
4
71
,0
59
,1
245
=
⋅
=
σ
s
;
19
9,
2
1,
0
9,
2
6,
0
49
,1
142
=
⋅
+
⋅
=
τ
s
;
>
=
+
⋅
=
5,
14
19
3,
22
19
3,
22
2
2
s
[
s
].
Условие прочности (2.8) выполняется.

---

Page 22

22
Рассмотрим опору A.
Концентрация напряжений обусловлена посадкой внутреннего
кольца подшипника с гарантированным натягом.
4,
3
=
σ
σ
ε
k
;
=
τ
τ
ε
k
0,6⋅
44
,2
4,
0
4,
3
6,
0
4,
0
=
+
⋅
=
+
σ
σ
ε
k
([2], табл. 8.7).
Принимаем
.1,
0
;
15
,0
=
=
τ
σ
ψ
ψ
Осевой момент сопротивления
41396
32
75
14
,3
;
32
3
3
=
⋅
=
=
W
d
W
π
мм
3
.
Амплитуда нормальных напряжений
;
max
W
M
A
v
=
=
σ
σ
9,
20
41396
863298
=
=
v
σ
МПа;
.0
=
m
σ
Полярный момент сопротивления
;
2W
W
р
=
82792
41396
2
=
⋅
=
р
W
мм
3
.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряже-
ний
;
2
р
m
v
W
T
=
=
τ
τ
5,
5
82792
2
915208
=
⋅
=
v
τ
МПа;
4,
3
9,
20
4,
3
245
=
⋅
=
σ
s
;
1,
10
5,
5
1,
0
5,
5
44
,2
142
=
⋅
+
⋅
=
τ
s
;
>
=
+
⋅
=
2,
3
1,
10
4,
3
1,
10
4,
3
2
2
s
[
s
].
Условие прочности (2.8) выполняется

---

Page 23

23
3 ПРИМЕР РАСЧЕТА ПРИВОДНОГО
ВАЛА ЦЕПНОГО КОНВЕЙЕРА
Исходные данные.
1. Частота вращения приводного вала
40
=
n
об/мин.
2. Крутящий момент на приводном валу
955
=
T
Н·м.
3. Число зубьев звездочки для тяговой пластинчатой цепи
12
=
z
.
4. Характеристика тяговой пластинчатой цепи по ГОСТ 588-81:
тип 2 – роликовая; исполнение 2 – разборная со сплошными валика-
ми; шаг
100
=
t
мм.
5. Конструктивные особенности: на валу установлена одна звез-
дочка для тяговой пластинчатой цепи; приводной вал конвейера
соединен с выходным валом редуктора посредство открытой цилин-
дрической передачи. Делительный диаметр зубчатого колеса
470
2
=
d
мм.
6. Расчетный срок службы
10000
=
h
L
часов.
3.1 Предварительный расчет приводного вала
Предварительный расчет валов ведем на кручение по понижен-
ным допускаемым напряжениям.
Диаметр выходного конца приводного вала (2.1)
4,
62
20
14
,3
955000
16
3
=
⋅
⋅
=
пр
в
d
мм;
принимаем
63
=
пр
в
d
мм.
Диаметр вала под уплотнением (2.2)
2,
72
6,
4
2
63
=
⋅
+
=
пр
у
d
мм;
принимаем
пр
у
d
= 75 мм.
Диаметр вала под подшипники
75
=
пр
п
d
мм.
Диаметр вала для упора подшипников (2.3)

---

Page 24

24
5,
85
5,
3
3
75
=
⋅
+
=
пр
уп
d
мм;
принимаем
90
=
пр
уп
d
мм.
Диаметр вала в зоне посадки ступицы звездочки цепного конвей-
ера
100
.
=
зв
пр
d
мм.
Величины
t
и
r
принимаем по ([1], с.42).
3.2 Определение усилий
На выходной конец приводного вала от открытой цилиндрической пе-
редачи действуют усилия: окружное
t
F
и радиальное
r
F
.
Окружное усилие определяется по формуле (1.8)
4064
470
955000
2
=
⋅
=
t
F
Н.
Радиальное усилие (1.10)
1479
20
4064
=
⋅
=
o
tg
F
r
Н.
Делительный диаметр тяговой звездочки
)
/
180
sin(
z
t
d =
∂
;
37
,
386
)
12
/
180
sin(
100
=
=
∂
d
мм.
Расчетное усилие
S
определяется по формуле (1.4).
Усилия
сб
наб
S
S
и
определяются из системы уравнений (1.5), где
5
=
c
.
Тогда
сб
наб
S
S
⋅
= 5
;
37
,
386
10
0,
955
2
5
3
⋅
⋅
=
−
⋅
сб
сб
S
S
;

---

Page 25

25
4943
)1
5(
=
−
сб
S
;
1236
1
5
4943
=
−
=
сб
S
Н;
6180
1236
5
=
⋅
=
наб
S
Н;
7416
1236
6180
=
+
=
S
Н.
Расчетная разрушающая нагрузка определяется по формуле (1.1),
где
6
=
ц
k
.
44496
7416
6
.
=
⋅
=
расч
разр
S
Н.
По таблице П.2 выбираем цепь М56 с разрушающей нагрузкой
56
=
разр
S
кН, что больше
расч
разр
S
.
. Для цепи М56 предусмотрены
шаги
t
в диапазоне 63 … 250 мм. Заданный шаг
100
=
t
мм находится
в заданных пределах.
Окончательно принимаем цепь:
М56–2–100–2 ГОСТ 588 – 81.
3.3 Определение основных размеров звездочки
цепного конвейера
Основные размеры определяем, используя данные таблицы П3.
Диаметр элемента зацепления
ц
D для тяговой пластинчатой цепи
М28 типа 2 исполнения 2:
21
3
=
= d
D
ц
мм.
Геометрическая характеристика зацепления
λ
:
76
,4
21
100
=
=
λ
.
Диаметр делительной окружности
37
,
386
=
∂
d
мм.
Коэффициент числа зубьев
z
K :
73
,3
)
12
/
180
(
=
= ctg
K
z
.

---

Page 26

26
Диаметр наружной окружности
e
D , где
K
– коэффициент высо-
ты зуба;
46
,0
=
K
при
12
=
z
и
80
<
ц
D
мм;
5,
412
)]
76
,4
/
31
,0(
73
,3
46
,0[
100
=
−
+
⋅
=
e
D
мм.
Диаметр окружности впадин
i
D :
4,
365
21
37
,
386
=
−
=
i
D
мм.
Смещение центров дуг впадин
e
:
0,
1
100
01
,0
min
=
⋅
=
e
мм;
0,
5
100
05
,0
max
=
⋅
=
e
мм.
Радиус впадины зубьев r:
5,
10
21
5,
0
=
⋅
=
r
мм.
Половина угла заострения зуба
o
15
=
γ
.
Угол впадины зуба
o
66
=
β
при
12
=
z
.
Расстояние между внутренними пластинами
23
3
=
b
мм.
Ширина пластины
30
=
h
мм.
Ширина зуба звездочки для цепи типа 2:
7,
19
1
23
9,
0
max
=
−
⋅
=
f
b
мм;
3,
18
7,
1
23
87
,0
min
=
−
⋅
=
f
b
мм.
Ширина вершины зуба для цепи типа 2:
8,
14
7,
19
75
,0
=
⋅
=
b
мм.
Наружный диаметр ступицы
160
100
6,
1
=
⋅
=
ст
d
мм; принимаем
160
=
ст
d
мм.
Длина ступицы
зв
пр
ст
d
l
.
)5
,1
...
2,
1(
⋅
=
;
150
...
120
100
)5
,1
...
2,
1(
=
⋅
=
ст
l
мм; принимаем
140
=
ст
l
мм.

---

Page 27

27
3.4 Определение опорных реакций, возникающих в подшип-
никовых узлах приводного вала и проверка долговечности под-
шипников
Расчетная схема нагружения приводного вала представлена на
рисунке 1.6, г.
Принимаем расстояния:
150
=
a
мм;
250
=
b
мм;
250
=
c
мм.
F
t
a=150
b=250
c=250
S
A
B
R
yA
R
yB
7416 Н
F
r
F
t
F
r
z
y
x
S
R
xB
R
xA
C
D
1479 Н
4060 Н
Эпюра
и
, Н мм
М
М
x
y
221850
1037925
304800
609600
Эпюра
, Н мм
М
кр
955000
Рисунок 1.8 – Расчетная схема
Плоскость
:
YOZ
∑
= ;0
A
M
0
)
(
=
+
⋅
−
⋅
+
⋅
c
b
R
b
S
a
F
yB
r
;

---

Page 28

28
c
b
b
S
a
F
R
r
yB
+
⋅
+
⋅
=
;
7,
4151
250
250
250
7416
150
1479
=
+
⋅
+
⋅
=
yB
R
Н;
∑
= ;0
B
M
0
)
(
)
(
=
+
+
⋅
+
⋅
−
+
+
⋅
d
c
b
R
c
S
c
b
a
F
yA
r
;
c
b
c
b
a
F
c
S
R
r
yA
+
+
+
⋅
−
⋅
=
)
(
;
3,
1785
250
250
)
250
250
150
(
1479
250
7416
=
+
+
+
⋅
−
⋅
=
yA
R
Н.
Проверка:
0
=
∑Y
;
;0
=
+
−
+
yB
yA
r
R
S
R
F
0
7,
4151
7416
3,
1785
1479
=
+
−
+
;
0
0
=
.
Плоскость
:
XOZ
∑
= ;0
A
M
0
)
(
=
+
⋅
+
⋅
−
c
b
R
a
F
xB
t
;
c
b
a
F
R
t
xB
+
⋅
=
;
2,
1219
250
250
150
4064
=
+
⋅
=
xB
R
Н;
∑
= ;0
B
M
0
)
(
)
(
=
+
⋅
+
+
+
⋅
−
c
b
R
c
b
a
F
xA
t
;
c
b
c
b
a
F
R
t
xA
+
+
+
⋅
=
)
(
;
2,
5283
250
250
)
250
250
150
(
4064
=
+
+
+
⋅
=
xA
R
Н.
Проверка:
0
=
∑ X
;
;0
4
=
+
−
xB
xA
t
R
R
F
0
2,
1219
2,
5283
4064
=
+
−
;
0
0
=
.
Суммарные реакции опор:
7,
5576
3,
1785
2,
5283
2
2
2
2
=
+
=
+
=
yA
xA
A
R
R
R
Н;
4327
7,
4151
2,
1219
2
2
2
2
=
+
=
+
=
yB
xB
B
R
R
R
Н

---

Page 29

29
Подбор подшипников осуществляем по наиболее нагруженной
опоре.
Для установки на приводной вал принимаем шариковые радиаль-
ные сферические двухрядные подшипники средней серии 1315,
имеющие следующую характеристику (таблица П4):
75
=
d
мм;
160
=
D
мм;
37
=
B
мм;
80
=
C
кН;
5,
40
0
=
C
кН.
Номинальная долговечность подшипника, млн. об., определяется
по формуле (2.4).
Номинальная долговечность подшипника в часах определяется по
формуле(2.5).
Так как осевая нагрузка отсутствует, то эквивалентная нагрузка
определяется по формуле (2.6), где
X
=1 ([2], табл. 9.18);
V
=1;
2,
1
=
б
K
([2], табл. 9.19);
т
K
=1,0.
6692
0,
1
2,
1
7,
5576
0,
1
0,
1
=
⋅
⋅
⋅
⋅
=
э
P
Н;
1708
692
,6
80
3
=
⎟
⎠
⎞
⎜
⎝
⎛
=
L
млн. об.
711667
40
60
1708
10
6
=
⋅
⋅
=
h
L
ч > [
h
L
] = 10000 ч.
Долговечность подшипников приводного вала обеспечена.
3.5 Проверка прочности шпоночных соединений
Для изготовления шпонок принимаем сталь 45 нормализованную.
Напряжения смятия и условие прочности проверяется по формуле
(2.7).
В месте установки зубчатого колеса открытой цилиндри-
ческой передачи (длина ступицы зубчатого колеса
5,
94
...
6,
75
63
)5,
1
...
2,
1(
ст
=
⋅
=
l
; принимаем
90
ст
=
l
мм):

---

Page 30

30
=
d 63 мм;
11
18×
=
×h
b
мм; =l 80 мм; =
1
t
7 мм.
8,
106
)7
11
(
)2
/
18
80
(
63
955000
2
=
−
⋅
−
⋅
⋅
=
см
σ
МПа;
]
[
см
см
σ
σ
<
.
Условие прочности (2.7) выполняется.
В месте установки звездочки цепного конвейера:
=
d 100 мм;
16
28×
=
×h
b
мм; =l 125 мм; =
1
t
10 мм.
8,
32
)
10
16
(
)
28
125
(
100
955000
2
=
−
⋅
−
⋅
⋅
=
см
σ
МПа;
]
[
см
см
σ
σ
<
.
Условие прочности (2.7) выполняется.
3.6 Уточненный расчет приводного вала
Принимаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются
по симметричному циклу, а касательные от кручения по отнулевому.
Прочность вала считается обеспеченной при условии (2.8).
Коэффициент запаса прочности в опасном сечении определяется
по формуле (2.9).
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
σ
s
определяется по (2.10).
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
τ
s
определяется по (2.11).
Определяем величины изгибающих моментов в плоскости
YOZ(рисунок 1.8).
0
в
в
=
=
B
C
M
M
;
221850
150
1479
в
=
⋅
=
⋅
=
a
F
M
r
A
Н⋅мм.
+
+
⋅
=
⋅
+
+
⋅
=
)
250
150
(
1479
)
(
в
b
R
b
a
F
M
yA
r
D
1037925
250
3,
1785
=
⋅
+
Н⋅мм.

---

Page 31

31
Определяем величины изгибающих моментов в плоскости
XOZ (рисунок 1.8).
0
г
г
=
=
B
C
M
M
;
609600
150
4064
г
−
=
⋅
−
=
⋅
−
=
a
F
M
t
A
Н⋅мм;
+
+
⋅
−
=
⋅
+
+
⋅
−
=
)
250
150
(
4064
)
(
г
b
R
b
a
F
M
xA
t
D
304800
150
2,
5283
−
=
⋅
+
Н⋅мм.
Суммарные изгибающие моменты в опасных точках составят:
648714
)
609600
(
221850
)
(
)
(
2
2
2
г
2
в
=
−
+
=
+
=
∑
A
A
A
M
M
M
Н·м;
1081754
)
304800
(
1037925
)
(
)
(
2
2
2
г
2
в
=
−
+
=
+
=
∑
D
D
D
M
M
M
Н·м.
Рассмотрим место установки звездочки цепного конвейера D.
Материала вала – сталь 45 нормализованная:
=
в
σ
570 МПа;
245
570
43
,0
1
=
⋅
=
−
σ
МПа;
142
245
58
,0
1
=
⋅
=
−
τ
МПа.
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной
канавки:
49
,1
;
59
,1
=
=
τ
σ
k
k
([2], табл. 8.5.);
59
,0
;7
,0
=
=
τ
σ
ε
ε
([2], табл. 8.8);
15
,0
=
σ
ψ
;
1,
0
=
τ
ψ
([2], с. 163, 166).
Момент сопротивления кручению (2.12)
;
2
)
(
16
2
1
1
3
d
t
d
bt
d
W
нетто
k
−
−
=
π
184910
100
2
)
10
100
(
10
28
16
100
14
,3
2
3
=
⋅
−
⋅
⋅
−
⋅
=
нетто
k
W
мм
3
.

---

Page 32

32
Момент сопротивления изгибу (2.13)
;
2
)
(
32
2
1
1
3
d
t
d
bt
d
W
нетто
−
−
=
π
86785
100
2
)
10
100
(
10
28
32
100
14
,3
2
3
=
⋅
−
⋅
⋅
−
⋅
=
нетто
W
мм
3
.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряже-
ний
;
2
нетто
k
m
v
W
T
=
=
τ
τ
6,
2
184910
2
955000
=
⋅
=
v
τ
МПа.
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
;
max
нетто
D
v
W
M
∑
=
=
σ
σ
5,
12
86785
1081754
=
=
v
σ
МПа;
0
=
m
σ
;
6,
8
5,
12
7,
0
59
,1
245
=
⋅
=
σ
s
;
8,
20
6,
2
1,
0
6,
2
59
,0
49
,1
142
=
⋅
+
⋅
=
τ
s
;
>
=
+
⋅
=
9,
7
8,
20
6,
8
8,
20
6,
8
2
2
s
[s].
Условие прочности (2.8) выполняется.
Рассмотрим опору A.
Концентрация напряжений обусловлена посадкой внутреннего
кольца подшипника с гарантированным натягом.
4,
3
=
σ
σ
ε
k
;
=
τ
τ
ε
k
0,6⋅
44
,2
4,
0
4,
3
6,
0
4,
0
=
+
⋅
=
+
σ
σ
ε
k
([2], табл. 8.7).
Принимаем
.1,
0
;
15
,0
=
=
τ
σ
ψ
ψ

---

Page 33

33
Осевой момент сопротивления
41496
32
75
14
,3
;
32
3
3
=
⋅
=
=
W
d
W
π
мм
3
.
Амплитуда нормальных напряжений
;
max
W
M
A
v
=
=
σ
σ
6,
15
41496
648714
=
=
v
σ
МПа;
.0
=
m
σ
Полярный момент сопротивления
;
2W
W
р
=
82992
41496
2
=
⋅
=
р
W
мм
3
.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
;
2
р
m
v
W
T
=
=
τ
τ
8,
5
82992
2
955000
=
⋅
=
v
τ
МПа;
6,
4
6,
15
4,
3
245
=
⋅
=
σ
s
;
6,
9
8,
5
1,
0
8,
5
44
,2
142
=
⋅
+
⋅
=
τ
s
;
>
=
+
⋅
=
1,
4
6,
9
6,
4
6,
9
6,
4
2
2
s
[
s
].
Условие прочности (2.8) выполняется

---

Page 34

34
ЛИТЕРАТУРА
1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей
машин.: Учеб. пособие. – М.: Высш. школа, 2001. – 447 с.
2. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие/ С.А. Чер-
навский и др. – М.: Машиностроение, 1987. – 416 с.
3. Перель Л.Я. Подшипники качения: Расчет, проектирование и
обслуживание опор: Справочник. – М.: Машиностроение, 1983. – 543
с.
4. Санюкевич Ф.М. Детали машин. Курсовое проектирование:
Учеб. пособие. – Брест: БГТУ, 2004. – 488 с.
5. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин:
Учеб. пособие. – Калининград: Янтар. Сказ, 1999. – 454 с.

---

Page 35

35
ПРИЛОЖЕНИЕ
Таблица П1 – Шпонки призматические (ГОСТ 23360–78)
Размеры в мм
Сечение шпонки
Глубина паза
Диаметр вала
d
b
h
1
t
2
t
Св. 10 до 12
Св. 12 до 17
Св. 17 до 22
Св. 22 до 30
Св. 30 до 38
Св. 38 до 44
Св. 44 до 50
Св. 50 до 58
Св. 58 до 65
Св. 65 до 75
Св. 75 до 85
Св. 85 до 95
Св. 95 до 110
Св. 110 до 130
Св. 130 до 150
Св. 150 до 170
Св. 170 до 200
4
5
6
8
10
12
14
16
18
20
22
25
28
32
36
40
45
4
5
6
7
8
8
9
10
11
12
14
14
16
18
20
22
25
2,5
3
3,5
4
5
5
5,5
6
7
7,5
9
9
10
11
12
13
15
1,8
2,3
2,8
3,3
3,3
3,3
3,8
4,3
4,4
4,9
5,4
5,4
6,4
7,4
8,4
9,4
10,4
Примечание. Длины призматических шпонок
l
, мм выбирают из ряда: 10; 12; 14;
16; 18; 20; 22; 25; 28; 32; 36; 40; 45; 50; 56; 63; 70; 80; 90; 100; 110; 125; 140; 160; 180;
200; 220; 280; 320; 360; 400; 450; 500.
Таблица П2 – Цепи тяговые пластинчатые (ГОСТ 588–81)
Номер
цепи
Разрушающая
нагрузка, кН
Шаг цепи
t
, мм
1
b
, мм
2
b
, мм
3
b
, мм
4
b
, мм
М20
20
40 … 60
35
3,5
15
49
М28
28
50 … 200
40
4,0
17
56
М40
40
63 … 250
45
4,5
19
63
М56
56
63 … 250
52
5,0
23
72
М80
80
80 … 315
62
6,0
27
86
М112
112
80 … 400
73
7,0
31
101
М160
160
100 … 500
85
8,5
36
112
М224
224
125 … 630
98
10,0
42
134
М315
315
160 … 630
112
12,0
47
154
М450
450
200 … 800
135
14,0
55
185
М630
630
250…1000
154
16,
65
214
М900
900
250…1000
180
18,0
76
254

---

Page 36

36
Продолжение таблицы П2
Номер
цепи
1
d
, мм
2
d
, мм
3
d
, мм
4
d
, мм
5
d
, мм
h
, мм
S
, мм
М20
6,0
9,0
12,5
25
35
18
2,5
М28
7,0
10,0
15,0
30
40
20
3,5
М40
8,5
12,5
18,0
36
45
25
3,5
М56
10,0
15,0
21,0
42
55
30
4,0
М80
12,0
18,0
25,0
50
65
35
5,0
М112
15,0
21,0
30,0
60
75
40
6,0
М160
18,0
25,0
36,0
70
90
45
7,0
М224
21,0
30,0
42,0
85
105
56
8,0
М315
25,0
36,0
50,0
100
125
60
10,0
М450
30,0
42,0
60,0
120
150
70
12,0
М630
36,0
50,0
70,0
140
175
85
14,0
М900
44,0
60,0
85,0
170
210
105
16,0
Таблица П3 – Основные зависимости для расчета тяговых пластинчатых
цепей (ГОСТ 588–81)
Параметр
Расчетные формулы
Диаметр элемента зацепления цепей
ц
D :
– втулочных
– роликовых
– катковых
2
ц
d
D =
;
3
ц
d
D = ;
4
ц
d
D =
,
где
2
d
,
2
d
и
2
d
– по таблице П2.
Геометрическая характеристика зацеп-
ления λ
ц
/ D
t=
λ
Диаметр делительной окружности
∂
d
)
/
180
sin(
z
t
d
o
=
∂
z
80
ц
≤
D
80
ц
>
D
5 … 10
56
,0
=
K
56
,0
=
K
11 … 25
56
,0
=
K
56
,0
=
K
Коэффициент высоты зуба K
26 … 60
56
,0
=
K
56
,0
=
K
Коэффициент числа зубьев
z
K
)
/
180
(
z
ctg
K
z
o
=
Диаметр наружной окружности
e
D
)]
/
31
,0(
[
λ
−
+
⋅
=
z
e
K
K
t
D
Диаметр окружности впадин
i
D
ц
D
d
D
i
−
=
∂
Смещение центров дуг впадин
e
t
e
01
,0
min
=
t
e
05
,0
max
=
Радиус впадины зубьев r
ц
5,
0 D
r
⋅
=
Половина угла заострения зуба
γ
o
20
...
13
=
γ

---

Page 37

37
Продолжение таблицы П3
Угол впадины зуба
β
при
8
...
6
=
z
o
80
=
β
при
14
...
9
=
z
o
66
=
β
при
20
...
15
=
z
o
56
=
β
при
20
>
z
o
48
=
β
Радиус закругления головки зуба
1
r
при
2,
2
≤
λ
γ
cos
)
5,
0
5,
0
(
ц
1
⋅
⋅
−
⋅
−
=
e
D
t
r
Высота прямолинейного участка профи-
ля зуба
r
h
при
2,
2
≤
λ
γ
sin
1
⋅
= r
h
r
Расстояние между внутренними пласти-
нами
3
b и ширина пластины
h
таблица П2
Ширина зуба звездочки
f
b для тяговых
цепей
Для цепей типов 1, 2 и 3:
1
9,
0
3
max
−
⋅
=
b
b
f
;
7,
1
87
,0
3
min
−
⋅
=
b
b
f
Для цепей типа 4:
1
)
(
9,
0
2
3
max
−
−
⋅
=
b
b
b
f
;
7,
1
)
(
87
,0
2
3
min
−
−
⋅
=
b
b
b
f
тип 1
f
b
b
⋅
= 83
,0
тип 2
f
b
b
⋅
= 75
,0
тип 3
f
b
b
⋅
= 72
,0
Ширина вершины зуба
b
для цепей
тип 4
f
b
b
⋅
= 60
,0
тип 1 и 2
h
K
t
D
z
c
⋅
−
⋅
=
3,
1
тип 3
)
25
,0
(
4
h
d
K
t
D
z
c
⋅
+
−
⋅
=
Диаметр венца
c
D
для цепей
тип 4
)
25
,0
(
5
h
d
K
t
D
z
c
⋅
+
−
⋅
=
Таблица П4 – Подшипники шариковые радиальные сферические
двухрядные (ГОСТ 28428–90)
Грузоподъемность, кН
Обозначение
d
D
B
C
0
C
e
Легкая серия
1204
1205
1206
1207
1208
1209
1210
1211
1212
20
25
30
35
40
45
50
55
60
47
52
62
72
80
85
90
100
110
14
15
16
17
18
19
20
21
22
10,0
12,2
15,6
16,0
19,3
22,0
22,8
27,0
30,0
3,45
4,4
6,2
6,95
8,8
10,0
11,0
13,7
16,0
0,27
0,27
0,24
0,23
0,22
0,21
0,21
0,20
0,19

---

Page 38

38
Продолжение таблицы П4
Грузоподъемность, кН
Обозначение
d
D
B
C
0
C
e
Легкая серия
1213
1214
1215
1216
1217
1218
1220
65
70
75
80
85
90
100
120
125
130
140
150
160
180
23
24
25
26
28
30
34
31,0
34,5
39,0
40,0
49,0
57,0
69,5
17,3
19,0
21,6
23,6
28,5
39,0
41,5
0,17
0,18
0,18
0,16
0,16
0,16
0,17
Средняя серия
1304
1305
1306
1307
1308
1309
1310
1311
1312
1313
1314
1315
1316
1317
1318
1320
20
25
30
35
40
45
50
55
60
65
70
75
80
85
90
100
52
62
72
80
90
100
110
120
130
140
150
160
170
180
190
215
15
17
19
21
23
25
27
29
31
33
35
37
39
41
43
47
12,5
18,0
21,2
25,0
29,0
38,0
41,5
51,0
57,0
62,0
75,0
80,0
88,0
98,0
108,0
143,0
4,4
6,7
8,5
10,6
12,9
17,0
19,3
24,0
28,0
31,0
37,5
40,5
45,0
51,0
58,5
76,5
0,29
0,28
0,26
0,25
0,23
0,25
0,24
0,23
0,23
0,23
0,22
0,22
0,22
0,22
0,22
0,22

---

Page 39

39
СОДЕРЖАНИЕ
Введение ….…………………………………………………….. 3
1 Общие сведения ……………………………………………… 3
1.1 Ленточные конвейеры …………………………………….. 3
1.2 Цепные конвейеры …………………………………………. 5
1.3 Составление расчетной схемы приводного вала
ленточного и цепного конвейеров …………………………………. 9
2 Пример расчета приводного вала ленточного конвейера … 12
2.1 Предварительный расчет приводного вала ………………. 13
2.2 Определение усилий ………………………………………. 14
2.3 Определение опорных реакций, возникающих в
подшипниковых узлах приводного вала и проверка
долговечности подшипников ………………………………………. 15
2.4 Проверка прочности шпоночного соединения ………….. 18
2.5 Уточненный расчет приводного вала ……………………. 18
3 Пример расчета приводного вала цепного конвейера ……. 23
3.1 Предварительный расчет приводного вала ……………… 23
3.2 Определение усилий ……………………………………… 24
3.3 Определение основных размеров звездочки
цепного конвейера …………………………………………………. 25
3.4 Определение опорных реакций, возникающих в
подшипниковых узлах приводного вала и проверка
долговечности подшипников ……………………………………… 27
3.5 Проверка прочности шпоночных соединений …………... 29
3.6 Уточненный расчет приводного вала ……………………. 30
Литература ……………………………………………………... 34
Приложение ……………………………………………………. 35

---

Page 40

Барабанцев Вячеслав Александрович
РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ
ПРИВОДНОГО ВАЛА
Методические указания
к курсовому проекту по дисциплинам
«Прикладная механика» и «Механика»
для студентов технических специальностей
дневной и заочной форм обучения
Подписано в печать 01.06.09.
Формат 60х84/
16.
Бумага офсетная. Гарнитура «Таймс».
Ризография. Усл. печ. л. 2,32. Уч.-изд. л. 2,09.
Изд. № 170.
E-mail: ic@gstu.gomel.by
http://www.gstu.gomel.by
Отпечатано на цифровом дуплекаторе
с макета оригинала авторского для внутреннего использования.
Учреждение образования «Гомельский государственный
технический университет имени П. О. Сухого».
246746, г. Гомель, пр. Октября, 48.