6. Выбор цепной муфты

Жёсткая компенсирующая муфта (цепная муфта типа МЦ) позволяет компенсировать несоосность и угловые перемещения вала барабана кон­вейера.

Диаметр расточки втулки муфты предварительно примем равным диаметру выходного вала редуктора d =d₂ = мм, (стр.12 записки)

Из табл. 47 [4] выписываем значение номинального вращающего момента, передаваемого цепной муфтой: Т_ном ⁼ Н·м.

Выбор муфты осуществляется на основе выполнения условия Т_расч ≤ Т_ном.

Т_расч – расчётное значение момента на приводном валу барабана, Н·м.:

Т_расч =K_p·T_б =

где К_р – коэффициент, характеризующий режим работы. К_р = 1,1. Справочное значение вращающего момента, передаваемого цепной муфтой МЦ – ГОСТ 20742-93, Т_ном = Н·м. Если при принятом значении d Т_ном < Т_расч., увеличиваем значение Т_ном в соответствии с дан­ными табл.47 [4] и корректируем диаметр посадочного отверстия муфты d. Значение принятого d должно удовлетворять условию d ≥ 0,75 d₂. При­нимаем Т_ном= Н·м, d=_______мм.

Число зубьев звёздочки цепной муфты (звеньев в цепи), z = ;

Шаг цепи t = мм.

В этом случае, диаметр делительной окружности цепной муфты, мм:

d_w = t / sin =

Окружное усилие на делительной окружности муфты определяем в соответствии с зависимостью, Н:

F_τ = 2000·T_б / d_w =

Сила, действующая на вал приводного барабана со стороны цепной муфты, Н: F_м = (0,15... 0,2) F_τ =

Для выбранной цепной муфты из табл. 47 [4] выписываем её габа­ритные и присоединительные размеры, мм:

• диаметр посадочного отверстия d= ;

• диаметр наружный D = ;

• общая длина ступицы L_м = L = ;

• длина ступицы полумуфты l = .

7. Разработка конструкции вала приводного барабана конвейера

Расчётная схема сил, изгибающих вал приводного барабана, приве­дена на рис. 5.

Рис. 5. Схема сил, воздействующих на вал

Рассматриваемый вал барабана ленточного конвейера нагружен: вращающим моментом Т_б; передаваемым от выходного вала редуктора че­рез цепную муфту МЦ; радиальной силой F_м, возникающей вследствие несоосности соединяемых цепной муфтой валов; а также усилием на вал F_в, возникающем при работе конвейера в результате натяжения ветвей ленты конвейера.

Направление усилия F_м, вследствие несоосности полумуфт, может быть любым. Выберем это направление таким, чтобы сила F_м увеличивала общую изгибную деформацию вала, возникающую в результате натяжения ветвей ленты конвейера (учитывается худший случай). Примем усилия от муфты F_м и от натяжения ленты конвейера F_в действующими в горизон­тальной плоскости в противоположных направлениях (рис. 5, 6).

Значения расчётных длин отдельных участков вала, обозначенных на схеме точками приложения сил, действующих на вал приводного барабана, примем согласно рекомендациям:

при	Dб ≤ 0,28 м;		l1 = 0,12 м;	l2 = 0,36 м;
	Dб ≤ 0,32 м		l1 = 0,15 м;	l2 = 0,40м
	Dб ≤ 0,40 м	l0 = (Lм .2) + 40	l1 = 0,15 м;	l2 = 0,45 м
	Dб ≤ 0,50 м		l1 = 0,15 м;	l2 = 0,56 м
	Dб ≤ 0,63 м		l1 = 0,18 м;	l2 = 0,67 м

Определение величины нагрузок, действующих на вал приводного барабана:

Вращающий момент на валу барабана, Н·м, T_б =

Радиальная сила, возникающая вследствие несоосности валов, со­единяемых с помощью полумуфт, Н, F_м =

Определим значение усилия F_в, действующего на вал барабана в ре­зультате натяжения ветвей ленточного конвейера F₁ и F₂. Схема приведена на рис.6.

Усилие F_в, действующее на вал барабана в результате различного на­тяжения ветвей ленты конвейера определяется зависимостью, Н:

F_в = F₁ + F₂,

где F₁ –усилие в набегающей ветви ленты конвейера, Н; F₂ – усилие в сбегающей ветви ленты конвейера, Н.

Рис. 6. Схема усилий, возникающих при натяжении ленты

Усилие в набегающей ветви определяем по формуле, Н:

F_l = F₂ · ℮^fa =

где ℮ – основание натурального логарифма, ℮ ≈ 2,71; f – коэффициент тре­ния между лентой и барабаном. f = 0,2; α – угол охвата лентой барабана. α = 180° = π рад = 3,14.

℮^fa =2,71^0,2·3,14 = 1,87.

Усилие в сбегающей ветви определяем по формуле, Н:

F₂ = F₁ – F_t =

где F_t – тяговое усилие, полезная передаваемая нагрузка, Н. Из задания

F_t = F_тяг =

Выразив значение F₁ через F₂ получим, Н:

F₂ = F₂ · ℮^fa – F_t ,

откуда F₂ = F₁ / (℮^fa – 1) = F_t / 0,87 =

Тогда усилие F_в, действующее на вал барабана в результате различ­ного натяжения ветвей ленты конвейера, составит, Н:

F_в = F₁ + F₂ =

Определяем значение реакций опор в результате изгиба вала в гори­зонтальной плоскости, Н:

Σ М ^г₁ = 0.

– F ^г_r2 · (2l₁ + l₂) + (F_в /2) · (l₂ + l₁) + F_в / 2 · l₁ + F_м · l₀ = 0.

Откуда, H:

F ^г_r2 = [(F_в /2) · (l₂ + l₁) + F_в /2 · l₁ + F_м · l₀] / (2l₁ + l₂) =

Σ М ^г₂ = 0.

– F_в /2 · l₁ – (F_в /2) · (l₁ + l₂) + F ^г_r1 · ( 2l₁ + l₂) + F_м · (l₀ + 2l₁ + l₂) = 0. Откуда, H:

F ^г_r1 =[ F_в /2 · l₁ (F_в /2) · (l₁ + l₂) – F_м · (l₀ + 2l₁ + l₂)] / ( 2l₁ + l₂) =

Выполняем проверку:

Σ F ^г_i = 0, (↑) + ; F_м + F ^г_r1 – F_в /2 – F_в /2 + F ^г_r2 =

Определяем изгибающие М_изг и эквивалентные М_экв моменты на границах участков, Н:

М_{изг 0 – 0} = 0

М_{изг I–I} = F_м · l₀ =

М_{изг II–II} = F_м · (l₀ + l₁) + F ^г_r1 · l₁ =

М_{изг III–III} = F_м · (l₀ + l₁ + l₂) + F ^г_r1 · (l₁ + l₂ ) – (F_в /2) · l₂ =

М_экв = , где α = 0,6 – коэффициент нереверсивной

работы конвейера

М_{экв 0 – 0} =

М_{экв I–I} =

М_{экв II–II} =

М_{экв III–III} =

На рис. 7 приведена расчётная схема вала для определения реакций F_r в опорах барабана с эпюрами изгибающего М_изг^г в горизонтальной плоскости, вращающего Т_б и эквивалентного М_экв моментов, Н – м.

Рис. 7. Эпюры моментов сил, воздействующих на вал.

Определим расчетное значение диаметра приводного вала кон-

вейера в наиболее нагруженном сечении, мм: =

Принимаем материал вала – сталь 45.

Термообработка – улучшение.

Предел прочности σ_в = 780 МПа. Предел текучести σ_т = 540 МПа.

Допускаемые напряжения при расчёте валов на совместное действие изгиба и кручения, МПа: [σ] = (0,05...0,08) σ_в = 0,06 · 780 = 46,8.

Диаметр вала в наиболее нагруженном опасном сечении с учётом ослабления вала шпоночным пазом (6 %) определяем согласно зависимо­сти, мм:

d_оп ≥ d_расч + 0,06 d_расч =

Для удобства монтажа и демонтажа деталей, установленных на при­водном валу конвейера, проектируем ступенчатую конструкцию вала, пример эскиза которой представлен на рис.8. Разница в диаметрах отдель­ных ступеней принимается конструктивно в пределах 5... 10 мм с увеличе­нием диаметра от входного участка вала до опасного сечения.

Рис. 8. Эскиз компоновки деталей на валу приводного барабана

Диаметр участка вала, где расположена полумуфта, соединяющая вал приводного барабана с выходным валом редуктора, примем d = мм (стр. 18 записки).

Диаметр участка вала под подшипниками (цапфы) должен округ­ляться до целого числа миллиметров, оканчивающегося на 0 или 5. При­нимаем диаметр вала под подшипниками качения равным d_цапфы= мм.

Диаметр последующего свободного участка вала назначаем таким образом, чтобы подшипник качения был зафиксирован в осевом направле­нии. Диаметр данного участка вала в соответствии с рядом линейных раз­меров принимаем d_св = мм (табл. ПЗО [3]).

Диаметр вала в опасном сечении не должен быть меньше величины, полученной при расчёте вала на совместное действие изгиба и кручения с учетом ослабления шпонкой. Диаметр вала с учётом принятой эскизной компоновки согласовываем с нормальным рядом диаметров и окончатель­но принимаем, мм: d_в = d_оп = мм.