Исходные данные:

Спроектировать привод ленточного конвейера, если задана

Схема привода ленточного конвейера. 1 – барабан конвейера; 2 – муфта; 3 – редуктор; 4 – упругая муфта; 5 – электродвигатель.

Выбор двигателя и определение передаточного числа редуктора

Назначается степень точности 8 для зубчатых передач редуктора

КПД для косозубой передачи: ;

Общий КПД редуктора:

Определение угловой скорости выходного вала:

Определение требуемой мощности двигателя:

- мощность на выходном валу

.

Частота вращения двигателя (необходимая):

.

Ориентировочно назначается передаточное число для быстроходной ступени , для тихоходной .

Частота вращения выходного вала:

, тогда

.

По величине мощности( ) и частоте вращения двигателя по ГОСТ 19532-74 принимается электродвигатель 4А225M4У3.

Уточнение передаточного числа редуктора:

Ближайшее по стандарту U=6,3.

Ближайшее по стандарту 5.

В результате истинное передаточное число редуктора

Определение погрешности <3-5%, что допустимо.

Прочностной и геометрический расчет зубчатой передачи с определением усилий действующих в зацеплении.

1.Определение крутящих моментов и частот вращения валов.

Момент на входном валу:

.

Момент на промежуточном валу:

.

Момент на выходном валу:

.

Частота вращения промежуточного вала:

об/мин,

Частота вращения выходного вала:

об/мин,

Определение погрешности:

, что допустимо.

2. Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений для зубчатой передачи.

Принимается для шестерни и колеса быстроходной и тихоходной ступени сталь 18ХГТ (HRC=450-550) и термообработка - поверхностная закалка.

Допускаемое контактное напряжение [_H]₁ :

,

где - предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов испытаний;

S_H- коэффициент безопасности при расчете на контактную выносливость;

К_HL-коэффициент долговечности, вычисляется в зависимости от условий работы передачи и заданного срока службы. Для шестерни и колеса численно принимаем HRC₁=50 и HRC₂=47

Для шестерни и колеса:

S_H3,4 = 1,2,

.

,

где N_H0 –базовое число циклов, являющееся функцией твердости рабочих поверхностей зубьев;

N_HЕ - эквивалентное число циклов перемены контактных напряжений.

Вычисление ресурса работы:

- коэффициенты годовых, суточных использования привода, срок службы привода в годах.

Коэффициент эквивалентности режима нагрузки:

Коэффициенты и определяются по графику режима нагрузки:

;

,

К_HL1=1 и

К_HL3=1,21

К_HL4=1,58

Для быстроходной ступени МПа.

Для тихоходной ступени .

Допускаемое напряжение изгиба для колес передачи

,

где - предел изгибной выносливости при базовом числе циклов, зависит от марки материала и вида т.о. выбирается по таблице, S_F – коэффициент безопасности; К_FL –коэффициент долговечности рассчитывается с учетом базового числа нагружения N_F0 (для стали N_F0=410⁶), эквивалентного числа циклов N_FЕ; K_FC –коэффициент учитывающий двухстороннее приложение нагрузки, для нереверсивной работы K_FC=1.

Для шестерни и колеса:

МПа,

S_F2 = 1,75,

,

Коэффициент эквивалентности режима нагрузки:

Коэффициенты и определяем по графику:

Т. к. HB>350 МПа, то m_F=9

;

,

Для тихоходной ступени:

,

где m_F – показатель корня, при HB<350 значение m_F=6, а при HB>350 значение m_F=9; N_FE – эквивалентное число циклов нагружения при постоянной нагрузке.

К_FL1,2,3 = 1,

К _FL3 = 1,3

MПа;

MПа;

MПа;

Быстроходная ступень

Определение межосевого расстояния по критерию контактной выносливости

,

где К_а –числовой коэффициент, для шевронных колес К_а=430 Мпа ,

_bа- коэффициент ширины колеса. _bа = =0,315,

=1,17

мм.

По ГОСТ-2185-81 принято мм.

Определение предварительного модуля передачи

мм. По СТ СЭВ 267-76 ближайшее стандартное значение m_Б=3 мм.

Определение числа зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни и колеса

- предварительный угол наклона зуба на делительной окружности колеса.

; z₁=13

Z₂=82;

Т. к. то назначаем смещение .

Определение фактического передаточного числа:

;

Уточнение угла наклона линии зуба

Геометрические параметры передачи

Делительный диаметр зубчатых колес, мм.;

.

Диаметры окружностей вершин, мм;

Диаметры окружностей впадин.

где Х₁ и Х₂ –коэффициенты смещения исходного контура шестерни и колеса (в данном случае Х₁ = 0,3; Х₂ =-0,3);

-коэффициент уравнительного смещения (в рассматриваемом случае равен 0);

мм,

мм.

мм,

мм.

Рабочая ширина передачи: мм,

.

Ширина шестерни: мм.

Определение окружной скорости в зацеплении

м/с;

Определение окружного усилия

Н;

Определение радиального и осевого усилия

- угол зацепления

Н,

F_x = _t =8018*0,51=4089 H.

Проверка передачи на контактную выносливость

Расчетное контактное напряжение

,

где Z_M – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, для стальных зубчатых колес Z_M =275(Н/мм²)^(1/2).

Z_Н – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев ;

Z_– Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для шевронных и косозубых при .

Коэффициент торцевого перекрытия

,

;

удельная расчетная окружная сила, Н/мм

,

где К_Н- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете на контактную выносливость поверхностей зубьев определяем по ГОСТ 21354-75, К_Н=1,1;

К_Н - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца определяем по ГОСТ 21351-75, К_Н =1;

К_НV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении при расчете на контактную выносливость поверхностей зубьев.

Н/мм,

где W_HV – удельная окружная динамическая нагрузка, Н/мм,

Н/мм

МПа

Недогрузка составляет: , что допустимо.

 контактная выносливость передачи обеспечена.