125219 (Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, открытой клиноремённой передачи цилиндрического одноступенчатого редуктора и соединительной муфты), страница 2

[σ] _HO1=1.8 НB_CP1+67=1.8·286+67=582МПа и

[σ] _HO2=1.8 НB_CP2+67=1.8·249+67=516МПа

предел контактной выносливости зубьев колеса и шестерни, принят по табл.2.2 [3].

Коэффициенты долговечности при расчёте по контактным напряжениям при термической обработке улучшение:

где N_HO1=HB_CP1³=286³=2.34·10⁷ и где N_HO2=HB_CP2³=249³=1.54·10⁷ –

базовые числа циклов нагружений при расчете на контактную прочность для колеса и шестерни;

N₂=60n₂L_h=60·35.8·22484=48.3·10⁷ и N₁=N₂·u_ц=48.3·10⁷·5.75=277.7·10⁷ –

действительные числа циклов перемены напряжений для колеса и шестерни;

принимаем K_HL1=1 и K_HL2=1.

Тогда допускаемые контактные напряжения для колеса и шестерни:

[σ] _H1=1·582=582МПа

[σ] _H2=1·516=516МПа

Для дальнейших расчётов принимаем [σ] _H=516МПа.

3.2.2 Допускаемые напряжения при расчёте на изгибную усталостную прочность

Для шестерни:

[σ] _F1=К_FL1 [σ] _FO1

Для колеса:

[σ] _F2=К_FL2 [σ] _FO2

Где K_FL1 и K_FL2 - коэффициенты долговечности при расчёте на изгиб для колеса и шестерни;

[σ] _FO1=1.03 НB_CP1=1.03·286=275МПа и [σ] _FO2=1.03 НB_CP2=1.03·249=275МПа –

предел изгибной выносливости зубьев колеса и шестерни, принят по табл.2.2 [3].

Коэффициенты долговечности при расчёте по изгибным напряжениям при термической обработке улучшение:

принимаем K_FL1 = 1 и K_FL2 = 1.

Тогда допускаемые напряжения изгиба для колеса и шестерни:

[σ] _F1=1·275=275МПа

[σ] _F2=1·275=275МПа

Для дальнейших расчетов принимаем [σ] _F=275МПа.

3.3 Определение основных параметров передачи

Межосевое расстояние передачи:

где K_a = 43 - коэффициент межосевого расстояния для косозубых колёс (стр.15 [3]);

ψ_a= 0,4 - коэффициент ширины колеса (стр.15 [3]);

К_Hβ = 1 - коэффициент концентрации нагрузки при термической обработке - улучшение (стр.15 [3]);

принимаем a_w = 230мм.

Предварительный делительный диаметр колеса:

d₂=2·a_wu/ (u+1) =2·230·5.75/ (5.75+1) = 392 мм

Ширина колеса:

b₂ = ψ_a·a_w=0.4·230=92 мм

Модуль передачи:

где K_m = 5.8 - коэффициент модуля для косозубых колес;

принимаем m = 2 мм в соответствии со стандартным значением.

Суммарное число зубьев:

z_Σ=2·a_w·cosβ/m=2·230·cos10/2=226.5

где β =10º - угол наклона зубьев.

Принимаем z_Σ=226.

Число зубьев шестерни:

z₁= z_Σ / (u+1) =226/ (5.75+1) =33.5≥ z_1min=17

Принимаем z₁=34.

Число зубьев колеса:

z₂= z_Σ - z₁=226-34=192

Фактическое передаточное число:

u_ф= z₂/ z₁=192/34=5,65

Отклонение от заданного передаточного числа:

такое расхождение допускается.

Делительный диаметр шестерни:

d₁= z₁·m/ cosβ=34·2/cos (10) =69.049 мм

Делительный диаметр колеса:

d₂=2а_w - d₁=2·230-69.049=390.951 мм

Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

d_а1= d₁+2m=69.049+2·2=73.049 мм

d_а2= d₂+2m=390.951+2·2=394.951 мм

Диаметр окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:

d_f1= d₁-2.5m=69.049-2.5·2=64.049 мм

d_f2= d₂-2.5m=390.951-2.5·2=385.951 мм

Ширина шестерни:

b₁= b₂ +5=92+5=97 мм

Окружная скорость колеса:

в зависимости от окружной скорости колеса по табл.2.4 [3] принимаем 9 степень точности передачи.

Результаты расчёта основных параметров передачи представлены в таблице 3.1

Таблица 3.1

3.4 Определение сил в зацеплении

Окружная сила в зацеплении:

Радиальная сила в зацеплении:

F_r=F_t·tg20º/cosβ=8425· tg20º cos10=3114 H

где α=20º - стандартный угол.

Осевая сила в зацеплении:

F_a=F_t·tgα=8425· tg20º = 3066 H

Результаты расчёта представлены в таблице 3.2

Таблица 3.2

3.5 Проверочный расчёт передачи на контактную усталостную прочность

где K_Hα=1.1 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями (стр.20 [3]);

K_HV=1.1 - коэффициент динамической нагрузки (стр.20 [3]);

Расчётные контактные напряжения меньше допускаемых, следовательно, контактная прочность передачи обеспечена.

3.6 Проверочный расчёт передачи на изгибную усталостную прочность

Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса:

σ_F2=K_FαY_βK_FβK_FVY_F2F_t /b₂m=1·0.93·1·1.2·3.61·8425/92·2=184≤ [σ] _F2

где K_Fα =1 - коэффициент для косозубых колес (стр. 19 [3]);

Y_β =1-β/140=1-10/140=0,93 - коэффициент;

K_Fβ = 1 - коэффициент, при термообработке улучшения (стр. 19 [3]);

K_FV = 1,2 - коэффициент (стр. 19 [3]);

Y_F2 = 3,61 - коэффициент формы зуба шестерни принят по таблице 2.5 [3] в зависимости от z_V1= z₁-cos³β =34/ (cos10) ³=35.6

Расчётные напряжения изгиба меньше допускаемых, следовательно, изгибная прочность шестерни обеспечена.

Результаты расчёта передачи на прочность представлены в табл.3.3

Таблица 3.3

4. Расчёт клиноремённой передачи

Расчёт производим согласно [4] стр130.

Расчёт начинаем с выбора сечения ремня. В соответствии с рис.7.3 [4] выбираем сечение ремня В.

Диаметр ведущего шкива:

принимаем из ряда стандартных чисел D₁ = 200 мм.

Диаметр ведомого шкива учитывая проскальзывание ремня и приняв относительное скольжение ε = 0,015:

принимаем из ряда стандартных чисел D₂ =710 мм. Уточняем передаточное отношение:

u_рпф= D₂/ D₁ (1-ε) =710/200 (1-0,015) =3,585

Отклонение от заданного передаточного отношения:

такое расхождение допускается.

Межосевое расстояние передачи:

а_min= 0.55 (D_{1 -} D₂) + h= 0.55 (200+710) +14.3=509.6 мм

а_max=2 (D₁ +D₂) = 2 (200+710) = 1820 мм

где h =14.3 мм - высота ремня.

Предварительно принимаем стандартное значение межосевого расстояния а = 600мм.

Расчётная длина ремня:

L_p=2a+0.5π (D₁ +D₂) + (D₁ +D₂) ²/4a = 2·600+0.5π (200+710) +

+ (200+710) ² /4·600=2737,79 мм

принимаем стандартную длину L = 2800 мм.

Значение межосевого расстояния с учётом стандартной длины ремня:

вычислим

D_cp=0.5 (D₁ +D₂) = 0.5 (200+710) = 455 мм

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L=28 мм, для того чтобы облегчить надевание ремней на шкив, для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения межосевого расстояния на 0,025L=70 мм, таким образом ход натяжного устройства составит 28+70=98 мм. Регулировка ремённой передачи будет осуществляться перемещением двигателя при помощи регулировочного винта.

Угол охвата меньшего шкива:

Необходимое число ремней:

где P_o= 5.83 кВт - мощность, допускаемая для передачи одним ремнем, табл 7.8 [4] ;

C_L= 0.95 - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня табл.7.9 [4] ;

C_P=1.1 - коэффициент режима работы табл.7.10 [4] ;

C_α = 0.85 - коэффициент угла обхвата [4] стр.135;

C_z = 0.9 - коэффициент, учитывающий число ремней в передаче [4] стр.135;

принимаем z = 4 ремня.

Предварительное натяжение ветвей ремня:

где Θ = 0,3 (Н·с²) /м² - коэффициент учитывающий центробежную силу [4] стр.136;

ν = 0,5ω₁D₁=0.5·76.4·0.2 = 7.64 м/с - скорость ремня.

Сила, действующая на вал:

Результаты расчета представлены в таблице 4.1

Таблица 4.1

5. Выбор муфты

Для соединения тихоходного вала редуктора с валом барабана выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-75.

Муфты типа МУВП позволяют смягчать ударные нагрузки и рывки за счёт упругих элементов в составе муфты, кроме того они допускают некоторые неточности сборки.

Муфту выбираем по расчётному моменту.

Расчётный момент:

M_P=kT_m = 1.4·1647=2306 Hм