Спроектировать привод к скребковому транспортеру

d₁ = (110…130)∙ = 130∙ = 196,3 мм.

Округлю полученное значение до ближайшего большего стандартного значения по ГОСТ 17383-73 и получим  d₁ = 200 мм (см. [4] стр. 448 табл. К40). До ближайшего большего – с целью улучшения условий эксплуатации ремня и увеличения его долговечности.

Теперь найду  предварительно диаметр ведомого шкива  d₂:

d₂ = d₁∙U_ПРП = 200∙2,5 = 500 мм. (см. МУ-4 стр. 5).

Теперь уточню передаточное число с учетом относительного скольжения ремня:

U_У = d₂/d₁∙(1 – ξ),

где ξ = 0,01….0,02 – коэффициент упругого скольжения ремня. (см. МУ-4 стр. 5).

U_У = d₂/d₁∙(1 – ξ) = 500/200∙(1 – 0,02) = 2,55.

Теперь произведу  проверочный расчет, отклонение уточненного  значения передаточного числа U_У от передаточного числа плоскоременной передачи U_ПРП  по следующему соотношению:

∆ U = (U_ПРП - U_У)∙100%/ U_ПРП = [∆ U] = ± 3%. (см. МУ-4 стр.5).

∆ U = (2,5 – 2,55)∙100%/2,5 = - 2%.

Условие соблюдается. 

6.1.4. Определение межосевого расстояния, рабочей длины ремня, угла обхвата ремня ведущего шкива и скорости ремня. 

Значение межосевого расстояния определяют по следующей  зависимости:

а = (1,5…2)∙( d₁ + d₂) = 2∙(200 + 500) = 1400 мм. (см. МУ-4 стр.5).

Теперь найду  рабочую длину ремня(без припуска на соединение) по следующей формуле:

L = 2∙a + π∙(d₁ + d₂)/2 + (d₂ – d₁)²/4∙a (см. МУ-4 стр. 5).

L = 2∙1400 + 3,14∙(200 + 500)/2 + (500 – 200)²/4∙1400 = 3915 мм.

Существует несколько  соединений концов ремня, я выберу наиболее рациона-

льный способ для  своей передачи. Основной, наиболее совершенный способ соединения ремня – сшивка встык жильными струнами с косыми проколами, при которых струны выходят на поверхность ремня только в отдельных точках и мало изнашиваются. (см. [8] стр. 281, рис. 14.3 г). Данный способ соединения концов ремня обеспечивает равноправность, долговечность, жесткость, массу и толщину, а также удобство исполнения. Определю длину припуска на склеивание, по следующему выражению:

∆L = (10…25)∙á < 400 мм (см. МУ – 4, стр. 6), где á = 6,25 мм – толщина ремня.

∆L = 20∙6,25 = 125 мм.

Значит общая  длина ремня равна L_ОБЩ. = L + ∆L  = 3915 + 125 = 4040 мм. (см. МУ-4 стр. 6)

Теперь определю угол обхвата ремнем ведущего шкива  по формуле:

α₁ = 180 – 57,3∙(d₂ – d₁)/а > 150⁰ (см. МУ-4 стр.6).

α₁ = 180 – 57,3∙(500 – 200)/1400 = 168⁰. Условие выполняется.

Определю теперь скорость ремня по формуле:

ν = π∙d₁∙n₁/60∙1000 = 3,14∙200∙578/60000 = 6 м/с. (см. МУ-4 стр. 6).

Зная скорость ремня, в соответствии с рекомендациями (см. [8], стр. 279…281) приму следующий  тип ремня: послойно завернутый с  защищенными кромками.

В соответствии с  рекомендациями (см. [8], стр. 285, табл. 14.5) определю предварительное значение толщины ремня á. Толщина ремня  равна á = 7,5 мм. 

6.1.5. Определение окружной силы, передаваемой ремнем. 

Окружная сила, передаваемая ремнем вычисляется по следующей формуле:

F_t = 10³∙K_F∙P₁/ν,

где P₁ – мощность на валу ведущего шкива, равный 5 кВт;

 K_F – коэффициент динамической нагрузки и режима работы, равный 1,25…1,4 (см. [8], стр. 288, табл. 14.6).

F_t = 10³∙1,4∙5/6 = 1167 Н. 

6.1.6.  Определение вспомогательных коэффициентов. 

Сначала определю коэффициент, учитывающий влияние  угла обхвата ремнем меньшего шкива, по зависимости:

с_α = 1 – 0,003∙(180 - α₁) (см. МУ-4, стр. 7).

с_α = 1 – 0,003∙(180 - 168) = 0,964.

Теперь определю коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости ремня, по следующей формуле:

с_ν = 1,04 – 0,0004∙ν² (см. МУ-4, стр. 7).

с_ν = 1,04 – 0,0004∙6² = 1,03.

Коэффициент С_Р, учитывающий режим работы определю, руководствуясь (см. [8], стр. 292), с_Р = 1.

Коэффициент с₀, учитывающий условия натяжения ремня и расположение передачи определю руководствуясь (см. [8], стр. 292) с₀ = 0,8.

6.1.7. Определение расчетной допускаемой нагрузки. 

Сначала определю максимальную допускаемую нагрузку р₀, которая зависит от материала ремня и по рекомендациям (см. [7], стр. 119, табл. 7.1.) р₀ = 3 Н/мм.

А номинальную  прочность S₀₁ по основе ремня определю согласно рекомендациям (см. [7], стр. 119, табл. 7.1.) S₀₁ = 55 Н/мм.

Теперь зная все  необходимые параметры для определения расчетной допускаемой нагрузки, найду данную расчетную нагрузку по следующей формуле:

[р] = р₀∙с_α∙∙с_ν∙с_Р∙с₀ (см. МУ-4, стр. 7).

[р] = 3∙0,964∙1,03∙1∙0,8 = 2,38 Н/мм. 
 

6.1.8. Число прокладок ремня и требуемая ширина ремня. 

В зависимости  от номинальной прочности по основе ремня, из ([7]. , стр. 119, табл. 7.1) приму  толщину одной прокладки á₁ = 1,5 мм и, зная предварительно найденную толщину ремня á = 6,25 мм, найду число прокладок ремня по формуле:

z = á/á₁ = 6,25/1,5 = 4.

Теперь уточню толщину ремня:

á_У = z_У∙á₁ = 4∙1,5 = 6 мм.

Требуемую ширину ремня определю по формуле:

b = F_t/z_У∙[р] = 1167/4∙2,68 = 109 мм.

Округлю до ближайшего большего стандартного значения по стандартному ряду b = 112 мм. (см. [7] стр. 119, табл. 7.1 – ГОСТ 18697-73). 

6.2. Проверка ременной передачи на долговечность по тяговой способности. 

6.2.1. Определение напряжения растяжения в ведущей ветви. 

Напряжение растяжения в ведущей ветви определяется формулой:

s_Р1 = s₀ + F_t/2∙А,

где s₀ – начальное напряжение в ремне, равное s₀ = 1,8 МПа (см. [5] стр. 80, табл. 5.1).

А – площадь поперечного сечения ремня, определяемое по формуле:

А = á_У∙ b_У = 6∙112 = 672 мм².

s_Р1 = 1,8 + 1167/2∙672 = 2,68 МПа. 

6.2.2. Определение напряжения изгиба ремня. 

Напряжения изгиба ремня определяется формулой:

s_И = Е∙á/d₁,

где Е – модуль упругости ремня, равный Е = 105 МПа (см. [6], стр. 275).

s_И = 105∙6/200 = 3,15 МПа. 

6.2.3. Напряжение растяжения в ремне от действия на него центробежных сил. 

Напряжение растяжения в ремне от действия на него центробежных сил вычисляется по следующей  формуле:

s_Ц = 10^-6∙Υ∙ν²,

где Υ – плотность материала ремня, равная Υ = 1100…1200 кг/м³ (см. [8], стр. 289).

s_Ц = 10^-6∙Υ∙ν² = 10^-6∙1100∙6² = 0,24 МПа. 
 

6.2.4. Суммарное напряжение в ведущей ветви ремня: 

Суммарное напряжение в ведущей ветви ремня вычисляется  по формуле:

s_max = s_Р1 + s_И + s_Ц = 2,68 + 3,15 + 0,24 = 6,07 МПа. 

6.3. Определение частоты пробегов ремня в секунду и долговечность ремня. 

Частоту пробегов ремня в секунду определю по формуле:

ν = ν/L ≤ [ν] = 5 c^-1 (см. МУ-4, стр. 9).

ν = 6/4,040 = 1,5 с^-1,

где L = 4040 мм = 4,040 м.

Теперь определю долговечность ремня по следующей  формуле:

Т = N_s/3600∙ν∙z_Ш∙(s_Ns/s_max)^m,

где  z_Ш – число шкивов в ременной передаче, в моем случае z_Ш = 2;

 N_s = 10⁷ – базовое число циклов нагружения ременной передачи;

 s_Ns = 6…7 МПа – предел выносливости материала ремня при базовом числе циклов нагружения;

m = 5…6 – показатель степени кривой усталости плоских ремней.

Т = N_s/3600∙ν∙z_Ш∙(s_Ns/s_max)^m = 10⁷/3600∙1,5∙2∙(7/6,07)⁶ = 2130 ч. 

6.4. Определение нагрузки, действующей на валы. 

Нагрузку, действующую  на валы определяю, по следующей формуле:

F_В = 2∙F₀∙cosγ/2 = 2∙s₀∙A∙cosγ/2 = 2∙1,8∙672∙0,9771 = 2364 H.

где γ ≈ 2∙((d₂ – d₁)/2))/a = 2∙((500 – 200)/2)/1400 ≈ 0,2143 (см. [8], стр. 287).

 

7. Расчет цепной передачи. 

7.1. Исходные данные. 

Для осуществления  расчета цепной передачи нужны следующие  исходные данные:

Р₃ = 4,96 кВт – мощность на валу ведущей звездочки;

Т₃ = 283 Нм – крутящий момент на валу ведущей звездочки;