Кинематическая схема привода винтового конвейера

                    v=                                                                                          (2.11)

                   

                    v= м/с.

При такой скорости для косозубых колес следует  принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки:

                     K_H=K_Hν×K_Hβ×K_Hα, 

По таблице 3.5 [4] при Ψ_bd=1,33, твердости ≤350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи K_Hβ=1,18; 

По таблице 3.4 [4] при v=0,373 м/с и 8-ой степени точности K_Hα=1,06; 

По таблице 3.6 [4] для косозубых колес при v≤5 м/с имеем K_Hα=1,0;

                   

                   K_H=1,18∙1,06∙1,0=1,25.  

     2.6 Проверка контактных  напряжений 

     Расчётное значение контактного напряжения определяется по следующей формуле (3.6 [4]):

        

                                             σ_н=                                       (2.12) 

                                            σ_н=

 Определим  разницу между σ_н и [σ]_н:

                                        Δ=                                                                             (2.13)

                                       Δ= % < 5%.

     Из  этого следует, что принятые параметры  передачи можно принять за окончательные. 

2.7 Определение сил  в зацеплении

     Окружная  сила:

                                                         F_t=                                                 (2.14)

                                                        F_t= =1280 H.                 

     Радиальная  сила:

                                                       F_r=                                                   (2.15) 

           F_r=

H.

     Осевая  сила:

                                              F_a=F_t×tgβ                                                   (2.16)

             F_a=1280×tg15⁰38’=352,1 H. 

     2.8 Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба

     Расчётное напряжение изгиба в зубьях колеса (см. формулу 3.25 [4] ):

                σ_F2= £[s]_F,                                                           (2.17)

     где Y_F=4,09 – коэффициент учитывающий форму зуба;

     У шестерни z_v1= =20,5;

     У колеса   z_v2= =100,4.

                    Y_F1=4,09 и Y_F2=3,60

     Допускаемое напряжение определяется по формуле 3.24 [4]:

                     [σ_F]=                                                                         (2.18)

     Для стали 45 улучшенной при твердости  HB≤350 =1,8HB.

     Для шестерни =1,8∙230=415 МПа; для колеса =1,8∙200=360 МПа. По таблице 3.9 [4] [S_F]=1,75.

     Допускаемые напряжения:

     для шестерни [σ_F1]=

     для колеса [σ_F2]=

         Y_β= =0,91 – коэффициент учитывающий угол наклона зуба;

         K_F=K_Fβ∙K_FV=1,38∙1,1=1,518 – коэффициент нагрузки (см. стр. 42 [4]);

         K_Fα=0,92.

     Проверяем прочность зуба колеса:

             σ_F2= ≤[σ_F2]=206 МПа.

     Условие прочности выполняется.

3 Расчет цепной  передачи

      Цепная  передача расположена между редуктором и зубчатой передачей. Передаваемая мощность P=2,31 кВт. Частоты вращения n₁=191 об/мин; n₂=76 об/мин. Расположение передачи под углом 45⁰, работа в одну смену, смазка периодическая.

      3.1 Определение шага  цепи

      Выбираем  для передачи цепь приводную роликовую  ПР по ГОСТ 13568 – 75.

Определяем шаг  цепи по формуле (7.38 [4]):

                               

                  t≥                                                                               (3.1)

      где t – шаг цепи, мм;

      T₃ – вращающий момент на валу меньшей звездочки, Нмм;

      z₁ – число зубьев малой звездочки;

        - допускаемое давление в шарнирах, Н/мм²

        - число рядов цепи;

      Для определения шага цепи вычислим:

      а)Вращающий момент

                    T₃=                                                                          (3.2)

                    T₃=

      б) коэффициент К_Э=k_Дk_ak_Hk_pk_смk_П,

      где k_Д - динамический коэффициент, учитывающий характер нагрузки: при спокойной нагрузке K_Д=1;

      k_a - учитывает влияние межосевого расстояния: при a=(30÷50)t K_a=1; 

      k_H=1 - учитывает влияние наклона;

      k_p=1,25 – учитывает способ регулирования натяжения цепи;

      k_см=1,5 - учитывает способ смазки;

      Kп=1 - учитывает периодичность работы.

      Тогда К_Э=1,25∙1,5=1,87.

      в) Число зубьев звездочек:

      ведущей

                   z₁=31-2∙u

      где передаточное число u= , тогда

                   z₁=31-2∙2,51≈25,97

      ведомой

                   z₂= z_1∙u=26∙2,51≈65.

      г)среднее значение [p] принимаем ориентировочно по таб 7.18 [4]:

      [p]=23 МПа; число рядов m=1;

      Находим шаг цепи:

                t=  

  По таб 7.15 [4] принимаем ближайшее большее значение t=25,4 мм, проверка опорной поверхности шарнира А_оп=179,7 мм², разгружающая нагрузка Q=60 кН,q=2,6 кг/м. 

3.2 Проверка цепи  по частоте вращения  и давлению в  шарнирах

 

а) По частоте  вращения  

По табл. 7.17 [4] допускаемая для цепи частота вращения [n₁]=800 об/мин, условие n₁≤[n₁]выполнено

  б) По давлению  в шарнирах

 По табл. 7.18 [4] при n₁ = 191 об/мин значение [p]= 23,54 МПа, а с учетом примечания к табл. 7.18 [p]= 23,54∙[1+0,01(26-17)]=25,7 МПа.

Расчетное давление определяется по формуле: 

                   p=                                                                                          (3.3)

Здесь F_t= = ,

Где .

                 

                  P=

Условие p≤[p] выполнено. 

3.3 Определение числа  звеньев цепи 

Предварительно  находим суммарное число зубьев:

                

                  z_∑=z₁+z₂=26+65=91; 

поправка

 

       ∆= ; a=40t;

Число звеньев  цепи определяем по формуле (7.36 [4]):

                  L_t=                                                                               (3.4)

                  L_t=

Округляем до четного  значения L_t=82. 

3.4 Определение точного  значения межосевого  расстояния 

Уточняем межосевое  расстояние по формуле (7.37 [4]):

                                                             (3.5)

         

            =435 мм.

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность  уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 435∙0,004≈1,74 мм. 

3.5 Определение диаметров  делительных окружностей  звездочек 

Диаметры делительных  окружностей звездочек определяю т по формуле (7.34 [4]): 

ведущей

                       d_Д1=                                                                                   (3.6)

                       d_Д1=          

ведомой    

                       d_Д2=                                                                                   (3.7)

                        d_Д2=  

3.6 Определение диаметров  наружных окружностей  звездочек 

Диаметры наружных окружностей звездочек определяют по формуле (7.35 [4]): 

 Ведущей 

                   D_е1=                                                                (3.8)

По табл 7.15 [4] d₁=15,88 мм. - диаметр ролика цепи;

                   D_е1=

Ведомой

                   D_е2=                                                                (3.9) 

                   D_е1=  

3.7 Определение сил,  действующих на  цепь

окружная

           F_t=110 H; 

центробежная

           F_v=q∙v²=2,6∙2,1²=11,5 H; 

от провисания цепи

           F_f=9,81k_fqa=9,81∙1,5∙2,6∙0,435=16,64 H; 

расчетная нагрузка на валы

           F_B= F_t+2∙ F_f=1100+2∙16,6=1133,2 H/