Расчет привода к ленточному транспорту

• ведомого  вала редуктора:

 

               ω₂ = = = 38 с^-1 

               Вращающие моменты валов  Т, Нм: 

                     Т =

    где, Р – мощность на валу, Вт;

         ω – угловая скорость вала, с^-1; 

• на ведущем  валу:

 

                Т₁ = = = 52 Нм; 

• на ведомом  валу:

 

                Т₂ = = = 99 Нм. 

Показатель	Размерности	Вал 1	Вал 2
Мощность, Р	кВт	3,9	3,8
Частота вращения, n	об/мин	720	360
Угловая скорость, ω	с-1	75	38
Вращающий момент, Т	Нм	52	99

 

       Выбор материала и термической  обработки зубчатых колес:

    Для проектируемого редуктора выбираем для колеса и шестерни Ст 45, с термообработкой - улучшение до твердости – для  колеса – НВ245, для шестерни – НВ270. 

            Расчет  допускаемого контактного  напряжения: 

                     [σ_н] = ; 

    где, σ_н^º - предел контактной выносливости при базовом числе циклов перемены напряжений: 

                 = 2НВ + 70 

• для шестерни = 2 ∙ 270 + 70 = 610 МПа;
• для колеса = 2 ∙ 245 + 70 = 560 МПа.

 

    К_HL – коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации принимается К_HL = 1,0.

    [S_H ] – коэффициент безопасности, принимаем равный 1,1. 

            Допускаемое контактное напряжение: 

• _{для шестерни:}

 

                  [σ_H]₁ = = 530 МПа; 

• для колеса:

 

                  [σ_Н]₂ = = 485 МПа.

    Допускаемое контактное напряжение зацепления конической передачи: 

            

             Внешний делительный диаметр  колеса d_l2, м: 

             d_l2 = Kd ∙ ; 

    где, Kd = 99 – для конических колес;

         Т₂ = 99 ∙ 10³ Нмм;

         К_Нβ = 1,35 – для консольно установленной шестерни;

         U = 2,0 – передаточное число редуктора;

         [σ_H] = 485 МПа – допускаемое контактное напряжение;

         ψ_bR = 0,285 – коэффициент ширины венца. 

          d_l2 = 99 ∙ = 173,9 мм. 

    Из  стандартного ряда d_l2 = 180 мм. 

                     Число зубьев: 

    Примем  Z₁ = 25, тогда  

                   Z₂ = Z₁ ∙ U = 25 ∙ 2 = 50. 

                  Внешний делительный модульm_в: 

               m_e = ; 

    Уточненное  значение внешнего делительного диаметра колеса: 

               d_l2 = m_e ∙ Z₂ = 3,6 ∙ 50 = 180 мм; 

    ∆ d₂ = 0 %. 

                Углы  делительных конусов: 

             ctg δ₁ = 2,0;             δ₁ = 26º30’ 

             δ₂ = 90º - δ₁ = 90º - 26º30’ = 63º30’. 

               Внешнее конусное расстояние R_e, мм:

    R_e = мм ~ 102 мм.

 

                      Длина зуба b, мм: 

    b = ψ_bR · R_e = 0,285 · 102 = 28 мм. 

         Средний делительный диаметр  шестерни d_l, мм: 

    d₁ =2 ( R_e – 0,5b ) sin δ₁ = 2 ( 102 – 0,5 · 28 ) 0,4462 = 2 · 88 · 0,4462 =  

        = 78,53 мм.  

                Средний окружный модуль m: 

                m = . 

                Коэффициент ширины венца ψ_bd : 

                ψ_bd = . 

             Средняя окружная скорость колес  V, м/с: 

               V = м/с. 

    Для конических передач назначают обычно 7-ю степень точности. 

    Коэффициент нагрузки из таблиц № 4, 5 и 6: 

      1,04 · 1 · 1,05 = 1,092. 

    где, - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

          - коэффициент, учитывающий  неравномерность распределения  нагрузки по ширине венца;

          - коэффициент, учитывающий влияние  динамической нагрузки. 

             Проверка  контактного напряжения: 

    σ_Н =

    = МПа. 

            ∆ σ_Н = % = % = 19%.

    Т. к. запас прочности по контактным напряжениям выше допустимого    ( ∆ σ_Н = 15%), то уменьшаем ширину венца колеса до 24 мм, тогда

 

                  σ_Н = 439 МПа, следовательно 

                  ∆ σ_Н = % = 10,4%. 

                  σ_Н = 439 МПа <[ σ_Н ] = 485 МПа. 

                  ∆ σ_Н = 10,4% < [∆ σ_Н ] = 15%. 

    Это значение σ_Н соответствует критерию работоспособности закрытой конической передачи. 

                      Расчет  цепной передачи:

    Цепная  передача относится к передачам  зацепления с гибкой связью. Состоит  из ведущей – Z₃ и ведомой – Z₄ звездочек, огибаемые цепью. Цепные передачи применяют в станках, транспортных и других машинах для передачи движения между параллельными валами, расположенными на значительном расстоянии, когда зубчатые передачи непригодны, а ременные ненадежны. Наибольшее применение получили цепные передачи мощностью до 120 кВт при окружных скоростях до 15 м/с. В приводах цепную передачу, как правило, устанавливают после редуктора.

    Главный элемент цепной передачи – приводная  цепь, которая состоит из соединенных  шарнирами звеньев.

    Основным  критерием работоспособности цепных передач является долговечность цепи, определяемая изнашиванием шарниров. Нагрузочная способность цепи определяется из условия, чтобы средние давление ρ_ц в шарнире звена не превышало допустимого [ρ_ц], т.е. ρ_ц < [ρ_ц]. 

          Данные  для расчета цепной передачи: 

    Т₂ = 99 · 10³ Н мм; Р₂ = 3800 Вт; n₂ = 360 об/мин; ω₂ = 38 с^-1; U_ц = 3,5. 

                           Число зубьев: 

• ведущей звездочки:

 

               Z₃ = 31 – 2U_ц = 31 - 2 · 3,5 = 24; 

• ведомой звездочки:

 

               Z₄ = Z₃ · U_ц = 24 · 3,5 = 84. 

               Фактическое передаточное число: 

               U_ц = . 

               Расчетный коэффициент эксплуатации К_э: 

           ; 

    где, - при спокойной нагрузки;

          - при периодическом смазывании;

          - при угле наклона θ < 60º;

          - при периодическом регулировании  натяжения цепи. 
 

            Шаг однорядной роликовой цепи t, мм: 

                 ; 

    где, Т₂ – вращающий момент, Т₂ = 99 · 10³ Н мм;

         К_э – коэффициент эксплуатации, К_э = 1,875;