Н/м.

      Погонне навантаження завантаженої гілки

q_з = q_o + q;         (5.16)

      q_з = 131 + 35 = 166 Н/м.

      5.8 Тяговий розрахунок

     Виконується методом обходу по кінематичному контуру. Мінімальне зусилля в точці 1 (рисунок 5.2) приймаємо S_min = 2000 Н.

      Зусилля в точці 2:

S₂ = S_min + W_ч + W_п +W_пер,       (5.17)

      де  W_ч – опір черпанню вантажу;

W_ч = К_ч × q,          (5.18)

           К₃ = 2 – коефіцієнт черпання; 

        W_п – опір в підшипниках;

        W_пер  - опір на перетин стрічки;

W_п + W_пер = x × S_min,        (5.19)

      W_ч = 2 × 35= 70 Н;

      W_п + W_пер = x × S_min = 0,05 × 1000 = 50 Н;

      S₂ = 1000 + 70 + 50 = 1120 Н.

      Зусилля в точці 3:

   S₃ = S_max = S_наб = S₂ + q_з × Н,        (5.20)

      S₃ = 1120 + 166 × 5 = 1950 Н.

      Зусилля в гілці, що збігає

S_зб = S₄ = S_min + q₀×H;        (5.21)

      S_зб = 1000 + 131 × 5 = 1655 Н.

     Тягове  зусилля на приводному барабані

S_t = (S_наб – S_зб) × (1 + x);     (5.22)

      S_t = (1950 – 1655) × 1,06 = 310 Н.

     Зусилля натяжного пристрою

S_нат = S₁ + S₂;     (5.23)

S_нат = 1000 + 1120 = 2120 Н.

      Будуємо епюру зусиль в тяговому органі

        
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Рисунок 5.2 - Епюра зусиль в тяговому органі

      5.9 Перевірка на відсутність буксування

,      (5.24)

     де  е – основа натурального логарифму;

        f – коефіцієнт тертя між стрічкою та барабаном;

        a – кут обхвату стрічкою барабана, a = 180°.

     Приймаємо (таблиця 12) е^fa = 2,56.

      1950 Н < 1655 × 2,56 = 4237 Н.

      5.10 Перевірка тягового органа на міцність

     Необхідна кількість прокладок в стрічці

      (5.25)

      де  К_м – запас міцності стрічки, К_п = 11...12;

          К_о – коефіцієнт, що враховує послаблення стрічки отворами для

        кріплення ковшів, К_о = 0,8;

          [К_р] – границя міцності прокладки.

      

.

     5.11 Потужність електродвигуна

,     (5.26)

     де h_мех – к.к.д. передаточного механізму, h_мех = 0,85.

      

 Вт = 1,02 кВт.

      По  визначеній потужності приймаємо електродвигун 4А90LВ8 потужністю Р = 1,1 кВт, частотою обертання n_ед = 700 об/хв.

      5.12 Визначення передаточного числа та вибір редуктора

      Передаточне число механізму

     

;      (5.27)

      

      Приймаємо редуктор Ц2–9,8 з передаточним числом U_ред = 9,8.

     Фактична  частота обертання ведучого барабана

      (5.28)

     Фактична  швидкість руху транспортера

          (5.29)

      Висновок: Визначено геометричні параметри  елементів норії, силові

             характеристики. Вибрано електродвигун,  редуктор.

     6 РОЗРАХУНОК ХРАПОВОГО ЗУПИННИКА

     Задача  розрахунку: Визначити розміри храпового  колеса та перевірити крайки зуба на міцність. 

     Вихідні дані:

     Потужність  електродвигуна  Р_ед = 1,1 кВт;

     Частота обертання барабана  n_ф = 71,4об/хв.

Рисунок 6.1 – Схема храпового зупинника 

     6.1 Визначення основних розмірів зупинника

     Для виготовлення храпового колеса вибираємо  чавун з допустимим лінійним тиском [q] = 150 Н/мм. Приймаємо число зубів z = 10.

     Діаметр храпового колеса

D = mּz,      (6.1)

     де m – модуль колеса, мм.

     Модуль  колеса

,     (6.2)

     де  Т – крутний момент на валу колеса, Нּм;

        ψ – співвідношення між шириною зубів і модулем, ψ = 1,5.

     Крутний момент на валу колеса

;     (6.3)

     Приймаємо m = 12 мм.

D = 12ּ10 = 120 мм.

     Ширина  зуба

b = ψּm;      (6.4)

b = 1,5ּ12 = 18 мм.

     Висота  зуба

h = 0,75ּm;      (6.5)

h = 0,75 ּ12 = 9 мм.

     6.2 Умова міцності крайок зуба

,         (6.6)

     де  F_t – колове зусилля, Н.

     Колове  зусилля

        (6.7)

< [q] = 150 Н/мм.

     Міцність  забезпечено.

     Висновок: Визначено геометричні параметри  храпового колеса, перевірено крайки зуба на міцність. 
 
 
 
 

      7 РОЗРАХУНОК ПРИВОДНОГО БАРАБАНА

      Задача  розрахунку: Розрахувати стінки барабана на міцність, визначити 

                                       основні параметри барабана та  підібрати підшипники.

      Вхідні  дані:

     Тягове  зусилля    S_t = 310 Н;

     Ширина  стрічки    В_с = 400 мм;

     Діаметр барабана    D_б = 500 мм;

     Частота обертання барабана  n_ф = 71,4 об/хв. 

 

Рисунок 7.1 – Розрахункова схема барабана 

      7.2.1 Визначаємо попередню товщину  стінки барабана

     7.1 Товщина стінки барабана

d_б = 0,01ּD_б + 3 мм;          (7.1)

      d = 0,01× 500 + 3 = 8 мм.

      Приймаємо d = 8 мм.

     7.2 Визначення навантажень, що діють на барабан

     Згинаючий момент

           (7.2)

     де  L_б – довжина барабана.

    L_б = В_с + (150...200) мм;         (7.3)

    L_б = 400 + (150...200) = 550…600 мм.

    Приймаємо L_б = 600 мм.

      

 Нּм.

               (7.4)

 Н×м.

      7.3 Розрахунок вала барабана

     Діаметр вала з умови міцності

,           (7.5)

     де  М_max – максимальний еквівалентний момент в небезпечному перерізі вала;

        [s] – допустимі напруження, [s] = 60...80 МПа.

     Максимальний  еквівалентний момент

              (7.6)

      

 Нм.

      

 мм.

      Приймаємо d = 30 мм.

      Діаметр вала під підшипниковою опорою

             (7.7)

     де  [t] – допустимі напруження, [t] = 15...30 МПа.

      

 мм.

      Приймаємо d_п = 30 мм.

     7.4 Вибір та розрахунок підшипників

      По  діаметру вала барабана d = 35 мм вибираємо підшипники радіальні сферичні № 1206 по ГОСТ 5720-75 з динамічною вантажопідйомністю С₀ = 15600 Н, внутрішнім діаметром d = 30 мм, зовнішнім діаметром D = 62 мм, шириною В = 16 мм.

      Розрахунковий ресурс підшипників:

                         ,           (7.8)

    де  Q_пр – приведене навантаження;

Q_пр = V×X×F_R×к_б×к_т;

      V – коефіцієнт обертання, V = 1,0;

      X – коефіцієнт радіального навантаження, Х = 1;

      F_R – радіальне навантаження на підшипник:

                  (7.9)

Н.

      к_б – коефіцієнт безпеки, К _б = 1,4;