Проект привода Ленточного конвейера

3. Расчет передач редуктора.

2.1 Выбрать  материал зубчатых колес.

Так как  к редуктору не предъявляется  каких-либо особых требований, выбираем

для шестерни – Сталь 45, термообработка – улучшение, твердость HB 230;

для зубчатого  колеса – Сталь 45, термообработка – улучшение, твердость HB 200.                                                                                                                                                                                                              

 2.2 Определить допустимое контактное напряжение [σ_H], МПа, по формуле:

       , (2.1)

где σ_H0 – предел контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев;

      [S_H] – допускаемый коэффициент безопасности;

     К_HL – коэффициент долговечности зависит от вида т.о.                                               

;

[S_H] = 1,1

К_HL = 1 (длительный срок эксплуатации).

       , (2.2)

для шестерни:

 МПа;

для колеса:

 МПа.

Примем  за допустимое контактное напряжение для прямозубой передачи

Твердость наименьшего  зубчатого колеса.

[    (2.3)

2.3 Определить  допустимое изгибное напряжение [σ_F], МПа, по формуле:

       , (2.4)

где – предел выносливости зубьев;

      [S_F]- допустимый коэффициент безопасности;

;                                                                           

  [S_F]=1,75;                                                                                  

для шестерни:

 МПа.

для колеса:

 МПа.

2.4 Определить межцентровое расстояние а_w , мм, по формуле:

       ; (2.5)

где К_Нβ = 1 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки;                                                                              

    Ψ_ba = 0,25 – коэффициент ширины венца колеса;                            

       К_а = 49,5 –прямозубая;

 мм.

Принимаем по стандартному ряду ГОСТ 2185-66.                      

а_w = 160мм

2.5 Определить нормальный модуль m_n, мм, по формуле:

       , (2.6)

мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-60  m=1,5 мм.

2.6 Определить  число зубьев шестерни и колеса по формуле:

       , (2.7)

z1 = z /u+1

z1 =213/6=35,5

Принимаем z₁ = 36.

       , (2.8)

.

Уточняем значение угла наклона зубьев

Угол наклона  зубьев будет равен нулю, т.к. зацепление прямозубое.

            (2.9)

2.7 Определить основные размеры шестерни и колеса.

2.7.1 Определить делительный диаметр шестерни d₁ , мм, по формуле:

       , (2.10)

 мм.

2.7.2 Определить делительный диаметр колеса d₂, мм, по формуле:

       , (2.11)

 мм.

Проверка:

       , (2.12)

 мм.

2.7.3 Определить диаметр вершин зубьев шестерни d_а1 , мм, по формуле:

       , (2.13)

 мм.

2.7.4 Определить диаметр вершин зубьев колеса d_а2 , мм, по формуле:

       , (2.14)

 мм.

2.7.5 Определить диаметр впадин зубьев шестерни d_{f 1}, мм,  по формуле:

       , (2.15)

 мм.

2.7.6 Определить диаметр впадин зубьев колеса d_f2 , мм, по формуле:

       , (2.16)

 мм.

2.7.7 Определить ширину колеса b₂, мм, по формуле:

       , (2.17)

 мм.

2.7.8 Определить  ширину шестерни b₁, мм, по формуле:

       , (2.18)

 мм.

Определить  коэффициент ширины шестерни по диаметру ψ_bd , по формуле:

       , (2.19)

.

2.8 Определить окружную скорость колес υ, м/с, по формуле:

       ; (2.20)

 м/с.

При такой  скорости для прямозубой передачи следует принять 8 степень точности.                                                                                                     

2.9 Проверить контактное напряжение σ_Н , МПа, по формуле:                                 

где K_Hα= 1,0;                                                                               

      K_Hβ= 1,06; 0,21                                                                          

      K_Hυ= 1,1. 1,05                                                                         

       , (2.21) 

(МПа),

σ_Н (0,8…1,1) [σ_Н],

σ_Н (0,8…1,1) 427,27,

σ_{Н =} 341,6…469,7 (МПа),

465,71МПа 469,7 МПа – условие выполнено

2.11 Определить силы действующие в зацеплении.

Окружная:

       , (2.22)

 Н.

Радиальная:

       , (2.23)

 Н.

Осевая:

       , (2.24)

 Н.

2.12 Проверить зубья на выносливость по напряжениям изгиба σ_F, МПа, по формуле:

       <[ ] (2.25)

где К_F – коэффициент нагрузки определяется по формуле:                             (2.26)

К_Fβ=1;                                                                                      

K_υ=1.2;                                                                                    

Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависит от эквивалентного числа зубьев z_υ

У шестерни:

       , (2.27)

.

У колеса:

       , (2.28)

Y_F1 =3,8 ; Y_F2 = 3,6                                                                                      

[σ_F]₁=236,57 MПа (из предыдущих расчетов);

[σ_F]₂=205,71 МПа (из предыдущих расчетов);

Находим отношение  :

для шестерни МПа,

для колеса МПа

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение  меньше.                                                                                (2.29)

Проверяем прочность  зуба колеса:

 МПа

195,75 МПа 205,71 МПа – условие прочности выполнено.

Основные  параметры редуктора сводим в  таблицу 2.

Таблица 2 – Основные параметры редуктора.

 
 

2. Расчет открытой передачи.

Исходные  данные для расчета:

– передаваемая мощность Р = 7,09 кВт;

– частота вращения ведущего шкива n_дв = 1000 об/мин;

– передаточное отношение u_р.п.=6,434;

– скольжение ремня ε = 0,015.

3.1  По  монограмме  в зависимости от  частоты вращения меньшего шкива  n₁=1000 об/мин, передаваемой  мощности Р=7,09 кВт принимаем сечение клинового ремня Б.