Расчет клиноременной передачи.

Скорость клиноременной передачи не должна превышать 30м/c, так как при v > 30 м/c клиновые ремни начинают вибрировать. Оптимальная окружная скорость, при которой передача работает устойчиво, v =5…25 м/с.

Предварительно задаемся скоростью ремня v = 20 м/c.

По таблице 6.9 стр. 234 [13] выбираем профиль ремня А.

По таблице 6.5 стр. 218 [13] при v > 10 м/с выбираем диаметр ведущего шкива d₁= 0, 16 м.

Определяем скорость ремня v по формуле:

Допускаемая скорость ремня

[v]=25м/c [13]

Имеем v < [ v]

Передаточное отношение равно:

Принимаем u=1, 0, тогда

n_I = n₀=2900 мин^-1 и d₁= d₂=160мм.

Назначаем межосевое растояние а

Для нормальной работы передачи:

а_min=0, 6(d₁+d₂)= 0, 6(160+160)=192(мм)

а_max=2(d₁+d₂)=2(160+160)=640(мм)

Принимаем a=500 мм

Определяем расчетную длину L ремня по формуле:

.

По ГОСТ 1284.1-89 принимаем L=1500 мм.

Проверяем долговечность ремня по числу пробелов: должно выполнятся условие U£ [U],

Где [U]=10- допускаемое число пробелов ремня за 1с.

Так как U> [U], то рассчитываем длину ремня по формуле:

По ГОСТ 1284.1-89 выбираем L=2500мм.

Уточняем межосевое расстояние a по формуле.

Принимаем a=750мм.

Для установки и замены ремней предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 2 %.

а min=a-0, 02a=750-0, 02*750=735(мм).

Для компенсации вытяжки ремня во время эксплуатации предусматриваем возможность увеличения a на 5, 5 % от длины ремня L.

аmax =а+0, 055L=750+0, 055*2500=887, 5(мм).

Задаемся напряжением s₀ от предварительного натяжения. На основаниии рекомендаций [13] принимаем s₀=1, 2мПа.

Определяем допускаемое полезное напряжении [K]_п по формуле:

[K]_п=K₀*C_a C_vC_p мПа,

где К₀-исходное полезное напряжение, мПа;

С_a - коэффициент, учитывающий влияние на тяговую способность угла обхвата a на меньшем шкиве;

С_v-коэффициент, учитывающий влияние на тяговую способность центробежных сил;

С_p- коэффициент режима.

По таблице 8.17[6] принимаем К₀=1, 78 мПа.

По таблице 8.10[6]принимаем С_α =1, 0.

По таблице 8, 11[6]принимаем Сv=0, 88.

По таблице 8, 12[6] принимаем сp=0, 9

[K]_п=1, 78*1, 0*0, 88*0, 9=1, 41 (МПа).

Рассчитываем окружную силу F_t по формуле:

Определяем требуемое число ремней по формуле:

Где А - площадь поперечного сечения клинового ремня, мм²

А=81 мм² (табл.8.9[13]).

Принимаем Z=6.

Определяем начальную силу натяжения ремня:

В начальный период после перетяжки ремней напряжение σ ₀ в них увеличивается в 1, 5 раза и максимальная нагрузка на валы:

По ГОСТ 20889-88 применяем шкив min 4 и углом канавки равным 36˚.

W_p=11, 0 мм; σ _min=3, 3 мм; h=8, 7 мм; l=15, 0 ±0, 3 мм; f=10, 0⁺²_-1; r=1, 0 мм; b₁= 13, 3 мм.

M=(Z-1)l+2f мм.

М=(6-1) 15+2*10=95 мм.

de=dp+2b мм.

de=125+2*3, 3=166, 6(мм)

dст=(1, 7…2) d_в мм.

Рис.4.2 Основные размеры клинового шкива.

Размеры c и σ принимаем ориентировочно.

c=8…14 мм, принимаем c=10 мм.

σ =6…10 мм, принимаем σ =8 мм.

Размеры L, dв и dст определяем после расчета вала.

dв=60 мм.

dст=(1, 7…2, 0)*60=102…120 (мм)

Принимаем dст=110 мм.

По ГОСТ 20 889-88 для dв=60мм.

L=120мм.

Так как v< 30м/c, то для изготовления шкивов выбираем серый чугун марки С418 ГОСТ 1412-85.

Рис.4.3 Схема нагружения вала электродвигателя и ведомого вала с указанием направления их вращения и всех сил.

Определяем вращающий (крутящий) момент на валу (роторе) по формуле:

Р₀=36, 7 кВт P_I=P_вых =34, 5 кВт

n₀=2900 мин ^–1 n_I=2900мин ^–1

Т₀=120, 4 Н· м.

Рис. 4.4 Служебная кинематическая схема привода.

Выбираем конструктивные размеры L_p, L и L_g.

L_p= 55мм, L=530 мм.

Определяем реакции опор А и В.

(1)

(2)

Из (2) .

Тогда R_bx=F_r2+R_ax=1750+181, 5=1931, 5(Н).

Строим эпюру М _у.

Участок I. 0≤ Z₁≤

M_y1=0

Участок II 0≤ Z₂≤ 0, 53 м

М_уII=R_Ax·Z₂

При Z₂=0 M_yII=0

При Z₂=0, 053 м М_уII=181, 5·0, 053=9, 7(Н·м)≈ 10 Н·м.

Строим эпюру М_z.

M_z=Т_I=113, 8 Н·м==114 Н·м.

где М _экв - эквивалентный момент по III гипотезе прочности, Н·мм.

Диаметр выходного конца вала определяем по формуле:

где[ τ ]-допускаемое напряжение на кручение, Н/мм².

[ τ ] 20…35 Н/мм².

По конструктивным соображениям:

1. d _{k min}=(0, 8…1, 0) d_дв., где d_дв-вал электродвигателя.

2. d_n> d_к, d _{n min} =d_к+ 5 мм.

3. d_c> d_n.

Принимаем:

d_к = d _дв=60 мм.

d_n=60+5=65 (мм).

Рис.4.5. Вал молотковой дробилки.

Так как вал (ротор) не испытывает больших нагрузок, то для его изготовления выбираем сталь 20 ГОСТ 1050-88.

4.7 Выбор подшипников.

Рассчитываем подшипник для опоры В, так как она наиболее нагружена.

D_n=65 мм, R_в=1931, 5 Н≈ 1, 9 кН.

Предварительно выбираем шариковый радиальный сферический двухрядный подшипник средней серии 1313 ГОСТ 5720-75, для которого С=61, 8 кН; С_о=29, 5 кН, и определяем его долговечность.

Расчетную долговечность определяем по формуле:

Где С- динамическая грузоподъемность, кН;

Р- эквивалентная нагрузка, кН;

р – показатель степени; для шарикоподшипников р=3.

Так что F_a=0, то тогда:

P = F_r · V · Kσ ·K_т кН, (стр. 361[6])

Где V – коэффициент вращения;

V=1- вращается внутреннее кольцо.

Кσ -коэффициент безопасности, применяем Кσ =1, 2(табл.12, 27[6])

К _т - температурный коэффициент.

К _т=1, 0, так как рабочая температура подшипника меньше 105^˚ С.

F _r = R_в = 1, 9 к Н.

Тогда Р _в = R _в · V· Kσ · K_T = 1, 9·1, 0·1, 2·1, 0=2, 28 (кН)

(ч)

Несмотря на то, что расчетная долговечность L_h намного больше рекомендуемой, принимаем подшипник 1313 ГОСТ 5720-75, наружный диаметр которого позволяет установить манжеты резиновые армированные для уплотнения вала.

Для подшипника 1313

d=65мм; D=140мм; Н=33 мм;

С=61, 8 кН; С₀=29, 5 кН.