Расчет и проектирование привода ленточного транспорта

            , ([1],с.121)

    

    Ближайшее значение по стандарту ([1], с. 131) L = 900 мм.

    

    Уточненное  значение межосевого расстояния а_р с учетом стандартной длины ремня L:                              

      ,                            ([1],с.130)

    где                                            

    

;

    

    

 ;

    а_р = 0,25∙ [(900-392) + ] = 251 мм.

      При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на  0,01∙L= 0,01∙ 900 = 9 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025∙L= 0,025∙900= 22,5 мм для увеличения натяжения ремней.  
 
 
 
 
 
 
 

    Угол  обхвата меньшего шкива:

     _,                                     ([1],с.130)

    

.

    Коэффициент режима работы, учитывающий условия  эксплуатации передачи   ([1], с. 136): для привода к ленточному конвейеру при односменной работе С_р = 1,4.

    Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня: для ремня сечения А при длине L = 900 мм коэффициент C_L = 0,87.

           Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата ([1], с. 135):  при α₁ = 164° коэффициент С_α =0,95.

    Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче: предполагая, что число ремней в  передаче будет от 2 до 3, принимается коэффициент C_z = 0,95.

    Число ремней в передаче:

       _,                                                ([1],с.135)

    Где Р₀-мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, для ремня сечения А при длине L=1700, работе на шкиве d₁=90 мм и мощность Р₀=1,4 кВт (то, что в нашем случае ремень имеет другую длину L=900 мм, учитывается коэффициент С_L).

                                                

    

    Принимается  z = 3.

    

    Натяжение ветви клинового ремня по формуле:

       _,                                       ([1],с.136)

    где скорость

    * - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, для ремня сечения А коэффициент, _.

    Тогда

    

 
 
 
 
 

    Давление  на валы:

                                       ,                                           ([1],с.136)

    

      Ширина шкивов В_ш:

                                                 ,                                         ([1],с.145)

    

. 
 
 

    3. Расчет зубчатых колес редуктора 
 

    Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираются материалы со средними механическими характеристиками по табл. 3.3 ([1],с.34): для шестерни сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость НВ 230; для колеса — сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость — НВ 200.

    Допускаемые контактное напряжение для косозубых  колес из указанных материалов МПа.

    Примем  такой же, как и ранее коэффициент ширины венца *_ba=0,4.

    Коэффициент К_Нβ, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, примем по табл.3.1. Несмотря  на симметричное расположение колес относительно опор (рис.12.13), примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев:  К_Нβ= 1,25.

    Мощность  на валу барабана (он же ведомый вал  редуктора) Р_б=Р₂=1,71 кВт. Найдем вращающий момент на этом валу:

    

     _,                                                     ([1],с.29)

    

Н∙м. 
 
 
 
 
 

    Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле:

     ,                                        ([1],с.32)

    где – передаточное число, _;

           – крутящий момент в поперечном сечении ведущего вала,

          – коэффициент нагрузки, ;

           – допускаемое контактное напряжение,  ;

           – коэффициент ширины венца быстроходной ступени, .

    

мм

    Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2125-66, а_*=125 мм.

    Нормальный  модуль:

     _,                                          ([1],с.32)

      

мм

    принимаем по  ГОСТ 9563-60 =2 мм.

    Принимается предварительно угол наклона зубьев β = 10° и определяется числа зубьев шестерни:

     ,                                             ( [1] , с.37)

    где  - межосевое расстояние быстроходной ступени, ;

           - угол наклона зубьев, ;

           – передаточное число, ;

           

      принимаем  . Тогда .

    Уточняем  значение угла наклона зубьев:

    

                                              ,                                       ([1],с.37)

    где z₁ - число зубьев шестерни, z₁ = 20; 

          z₂ - число зубьев колеса, z₂ = 100;

         m_n-нормальный модуль, m_n = 2 мм;

         
 
 
 

    

    угол  _. 

    Основные размеры шестерни и колеса  

     - Диаметры делительные:

     ,                                     ([1] , с. 37)

    где - нормальный модуль зацепления быстроходной ступени , ;

           - число зубьев шестерни, ;

          - угол наклона зубьев , ;

    

  _.

      колеса:

     ,                                               ([1] , с. 37)

    где - нормальный модуль зацепления быстроходной ступени, ;

           - число зубьев колеса, ;

          - угол наклона зубьев, _;

    

  _.

    Проверка:

    

    

 

    Диаметры  вершин зубьев шестерни:

     ,                                     ([1] , с. 45)

    где -  нормальный модуль зацепления быстроходной ступени, ;

           - делительный диаметр, ;

    

      

          
 
 

      колеса:

       ,                                   ([1] , с. 45)                                    

    где - нормальный модуль зацепления быстроходной ступени, ;

           - делительный диаметр, _;

    

 

    ширина  колеса:

     ,                                           ([1] , с. 33)                                              

     где  - межосевое расстояние быстроходной ступени, ;

           - коэффициент ширины венцов по межосевому расстоянию быстроходной        ступени , ;

    

 

           ширина шестерни:

     ,                                          ([1] , с. 33)

     где  - ширина колес , ;

    

  _.

    Проверка  контактных напряжений

    Определяется  коэффициент ширины шестерни по диаметру:

     ,                                       ([1] , с. 33)

    где - ширина шестерни, ;

           - делительный диаметр шестерни, ;

    

      Окружная скорость колёс:

     ,                                     ([1] , с. 33)

    где - угловая скорость ведомого вала, ;

          - делительный диаметр шестерни, ;

    

  _.

    При данной скорости для косозубых колёс  следует принять 8-ю степень    точности. 

    

    

    

      

    Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки: 

     _,                                          ([1] , с. 49) 

    где – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба;

    при  , несимметричном расположении колёс и твердости НВ < 350,      (по табл. 3,5 [1] , с. 39)

     – коэффициент,   учитывающий   распределение   нагрузки между  косыми   зубьями,  (по табл. 3,4 [1] , с. 39);

     –  коэффициент,  учитывающий  динамическую нагрузку в зацеплении; для  косозубых колес при , (по табл. 3,6 [1] , с. 40);

    

       Контактное напряжение проверяется  по формуле:

     ,                             ([1], с. 48)

      где  – коэффициент нагрузки, ;

            - вращающий момент на колесе, ;

            - ширина колеса, ;

            - межосевое расстояние быстроходной ступени, ;

             – передаточное число, ; 

    

    Что менее  =410 .