3.3 Силовые и прочностные расчеты элементов проектируемой шелушильной машины.

Целью силового и прочностного расчета является определение оптимальных конструктивных размеров различных узлов и деталей проектируемой шелушильной машины, обеспечивающих при минимальных расходах материала прочность, надежность и долговечность конструкции.

3.3.1 Расчет клиноременной передачи

Рассчитаем клиноременную передачу при следующих данных:N=30 кВт, n₁=1000 об/мин, n₂=850 об/мин (из предыдущих пунктов).

Для рассчитываемой передачи примем клиновые ремни нормального сечения (ГОСТ 12843-80) сечением В.

Определяем передаточное число:

U=n₁/n₂=1000/850=1,18

1. Диаметр меньшего шкива возьмем согласно рекомендации ГОСТ 20889-88 d₁=300 мм.

Диаметр большего шкива при относительном скольжении ремня ε=0,02 определим:

d₂=Ud(1-ε)=1,18*300(1-0,02)=347 мм.

Расстояние между центрами шкивов

a=1030 мм,

Определяем расчетную длину ремней (приблизительно):

L=2a+1,57(d2-d1)+(d2-d1)²/4a=2*1030+1,57(347+300)+(347-300)²/ 4*1030 =3076мм

По ГОСТ 1281.1-89 принимаем ремни сечением C с внутренней длиной 3150.

2. Угол обхвата ремнем меньшего шкива:

= 177,4

что вполне приемлемо (для клиноременной передачи а ≥120°).

3. Скорость ремня:

V=3,14*300*1000/60=15,7 м/с

4. Число ремней Z определяем из расчета передачи по тяговой способности:

(7)

где M₀, кВт - мощность, которую можно передать одним ремнем при α=π=180°, скорости V, м/с и спокойной нагрузке;

k_g=1 - коэффициент динамической нагрузки и режима работы;

k_α - коэффициент, учитывающий угол обхвата;

k_l=0,95 - коэффициент, учитывающий длину ремня;

k_z - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ремня (Табл. 4).

Z=30*1/(10*0,94*0,95*0,9) = 3,73

Таблица3 Коэффициент динамической нагрузки

l/lo	0,5	0,6	0,8	1,0	1,2	1,4	1,6	1,8	2,0
kl	0,86	0,89	0,95	1,00	1,04	1,07	1,10	1,3	1,15

Таблица 4 Коэффициент угла обхвата

Z	2..3	4..6	6
kz	0,95	0,9	0,85

5. Проверяем ремень на долговечность по частоте пробега в секунду

(8)

Nn=15,7/3,73=4,2^c-1<[Nn] =10^c-1, что вполне допустимо.

Определяем размеры шкивов, приняв, что они изготовлены из чугуна СЧ12-28. Размеры канавок для ремней примем по ГОСТ 1284-89.

3.3.2 Расчет болтового соединения на растяжение

Выберем соединение ЗШН – задвижка.

Т. к. нагрузка на болты при рабочих условиях происходит только от силы затяжки и силы тяжести задвижки, смещенной относительно центра входного отверстия, будем рассчитывать болт на растяжение от силы затяжки и от силы тяжести работающих на растяжение болтов. Схема действия на болт силы тяжести задвижки представлена на рисунке 5:

Рис. 7 – Схема действия силы тяжести, создающей растяжение болта.

Следовательно, на болт действует силы Рзат и Ртяж, создающие напряжение растяжения. Расчетная схема действия сил затяжки приведена на рисунке 8:

Рис. 8 – Расчетная схема фланцевого соединения задвижки и ЗШН.

Сила затяжки болта находится по формуле, предложенной в [6]:

, (9)

где A – длина большей из сторон прямоугольного фланцевого сечения прокладки. А=220 мм, k – коэффициент учитывающий вид фланцевого сечения(k=3 для прямоугольного сечения фланцевого соединия)[6].

b0 – расчетная ширина прокладки,

– посадочное напряжение прокладки. Для мягкой резины

[6]

Находим геометрическую ширину прокладки

b0 = = 0,5 ( 220 – 200 ) = 10 мм.

Сила тяжести действующая на болт и создающая силу растяжения находится по формуле:

Смещение данной силы от рассчитываемого болта составляет 200 мм, поэтому сила растяжение от силы тяжести будет равна:

Для нахождения диаметра болта воспользуемся упрощенным расчетом на прочность при растяжении. Предполагается, что высота гайки достаточная и разрушения путем среза витков резьбы не происходит[6]:

(10)

где dp – диаметр болта,

– допускаемое напряжение при растяжении, для Ст3 =125 Мпа[6].

Принимаем Болт М10 ГОСТ 7796-70

Болты изготовлены из Ст3. Значение предела прочности болтов, [ ] = 125 МПа

Допускаемое напряжение будет равно:

= МПа.

Допускаемая нагрузка на один болт [6]:

= Н

Следовательно, принимаем болт М10 ГОСТ 7796-70

3.3.3 Расчет шпоночного соединения вала электродвигателя с шкивом

Исходные данные:

диаметр вала d = 42 мм,

передаваемый вращающий момент Тпр =52,1 н м,

материал шпонки Сталь 10.

Размер пазов и шпонки по ГОСТ 23360 – 78:

ширина паза и шпонки b = 12 мм,

высота шпонки h = 8 мм,

глубина паза вала t1 = 5,0 мм,

глубина паза ступицы t2 = 3,3 мм,

длина паза и шпонки l = 30 мм,

а) Условие прочности шпонки на смятие:

, (11)

где [ ] – допускаемое напряжение на смятие материала шпонки, [ ] = 80…150 Мпа[6].

б) Условие прочности шпонки на сдвиг:

(12)

где - допускаемое напряжение на сдвиг материала шпонки,

(13)

где - предел текучести материала шпонки, = 200 Мпа[6],

МПа,

Прочность шпонки на смятие и сдвиг выдерживается.