Шнековый пресс ВПО-20А (стр. 4 из 5)

2. По |4, табл.7.15с.147,2| в зависимости от шага принимаем размеры цепи, а также следующие данные:

А_оп - проекции опорной поверхности шарнира; А_оп = 262 мм²;

Q- разрешающая нагрузка; Q = 88,5 Н;

q - интенсивность нагрузки; q = 3,8 кг· м.

Проверяем цепь по двум показателям: а) по частоте вращения |табл.7.17, с.149|: шаг t = 25,4 мм, [n] = 800 об/мин. Условие надежной работы:

(25,4 < 800) - выполняется; б) по давлению в шарнирах |табл.7.17, с.150|: шаг t = 25,4, n = 182,9 об/мин. Интерполируя, находим = 25 МПа. Учитывая, что z₂

17, вносим поправку и рассчитываем:

[P] _пров=

=26,25 МПа.

Определяем действительное давление в шарнирах:

Р=

;

F_t- окружная сила,

F_t=

; V= ;

V=

1,6 м/с;

F_t=

= 1563 Н; Р = = 24,4 Мпа.

Условие надежной работы: Р

(24,4 < 26,25) - выполняется.

Определяем число звеньев в цепи:

L_t=2· a_t+ 0,5· z_∑+

;

a_t=

- число шагов межосевого расстояния;

a_t=

40;

z_∑ = z₂ + z_{3 -} суммарное число зубьев звездочек;

z_∑ = 23 + 62 = 85;

Δ=

- поправка;

Δ =

= 11; L_t= 2· 40 + 0,5· 85 + = 97,5.

Округляем до целого числа в большую сторону L = 98.

4. Уточняем межосевое расстояние:

а =

;

а =

мм.

Для свободного провисания цепи предусматриваем уменьшение межосевого расстояния на 0,04%, т.е.

1062· 0,0004 = 0,4 мм.

5. Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:

d_д2 =

; d_д2 = мм;

6. Определяем диаметры наружных окружностей звездочек:

D_e1 =

;

d_{1 -} диаметр ролика цепи |4, табл 7.15|;

D_e1 =

мм;

D_e2=

;

D_e2=

мм.

3.5 Расчет ведущей звездочки

1. Шаг цепи t = 140 мм.

2. Диаметр ролика по ГОСТ 13568 - 75 D = 6 мм.

3. Число зубьев звездочки z = 21.

4. Диаметр делительной окружности

d_д =

d_д =

мм.

5. Угол поворота звеньев цепи на звездочке

º.

6. Диаметр окружности выступов

D_c =

D_c =

= 200 мм.

7. Радиус впадин зуба

r = 0,5025·D + 0,05

r = 0,5025·6 + 0,05= 3,07 мм.

8. Диаметр окружности впадин

D_i = d_д - 2 r

D_i = 140 - 2· 3,07 = 133,86 мм.

9. Радиус сопряжения

r₁ = 0,8·D + r

r₁ = 0,8·6 + 3,07 = 7,87 мм.

10. Половина угла впадин

11. Угол сопряжения

12. Профильный угол зубьев

13. Длина прямого участка профиля

мм

14. Расстояние от центра дуги впадины до центра дуги головки

ос = 1,24 · D

ос = 1,24 × 6 = 7,44 мм.

15. Радиус головки зуба

мм.

16. Координаты точки с

мм;

мм.

17. Координаты точки о

х₁ = 0,8·D·sinf

y₁ = 0,8·D·cosf

x₁ = 0,8 × 6 · sin 15,7 = 1,86 мм;

y₁ = 0,8 × 6 · cos 15,7 = 4,62 мм.

18. Угол наклона радиуса вогнутости

3.6. Прочностной расчёт

Максимальная прессующая сила:

=4,2МПа

где S - площадь поперечного сечения корзины, S=0,21 м

;

-максимальное значение давления =20 кг/м

Удельноедавление на планку корзины зависит от величины прессующей силы, которая передается на основание пресса и частично на стенки корзины. Прессующая сила, передаваемая планку, по мере углубления в корзину уменьшается.

Для расчёта на прочность корзины пресса стяжные обручи условно располагают на концах планки и рассматривают планку как балку на двух опорах.

Для определения максимального изгибающего момента нагрузку разделяют на две части: от равномерного распределенного давления интенсивностью

= и от давления, равномерно возрастающего от 0 до

Первая нагрузка дает максимальный изгибающий момент

при

,

Вторая нагрузка дает максимальный изгибающий момент при

В расчёте поперечное сечение планки корзины принимается прямоугольным с отношением

, ( -толщина планки, b-ширина планки).

В приведенном расчете не учитываются стяжные обручи, которые только улучшают условия работы планки и позволяют уменьшить се сечение. При строгом расчете надо рассматривать планку как многоопорную балку.

Определим момент, прилагаемый к гайке прессующего механизма.

Сила прессования зависит от площади корзины:

кг/см

Сила которую необходимо приложить по средней линии резьбы винта, составит:

кг/см

где α-угол подъёма винтовой линии, α=20°;

ρ-угол трения винта о гайку, ρ=15°,

крутящий момент для поворота гайки

9,66