Привод к скребковому конвееру

     z_∑ = (2 α_W · cosβ_min)/ m_n   (2.9)

     z_∑ = (2·140· cos25є)2=126,2 

     Принимаем z_∑ = 126

     Фактический угол наклона зубьев 

     cosβ= m_n z_∑/2 α_W   (2.10)

     cosβ=2·126/2·140=0,9;β=25є49ґ 

     Число зубьев шестерни и колеса 

     z₁= z_∑/(u+1)   (2.11)

     z₁=126/(4+1)=25

     z₂= z_∑ - z₁

     z₂=126-25=101 

     Фактическое передаточное число

 

      u_ф= z₂/ z₁   (2.12)

     u_ф=101/25=4,04;∆u=(u - u_ф )/u·100%≤4%

     ∆u=(4-4,04)/4·100%=1%≤4% 

     Основные  геометрические размеры передачи 

     d= m_n z/ cosβ   (2.13)

     d₁=2·25/cos25є49ґ=56мм;

     d₂=2·68/ cos25є49ґ=224мм 

     Уточняем  межосевое расстояние 

     α_W =( d₁ + d₂ )/2 =140 мм  (2.14) 

     Диаметры  окружностей вершин зубьев шестерни и колеса: 

     d_а=d + 2 m_n    (2.15)

     d_а1=56+2·2=60мм;

     d_а2=224+2·2=228мм 

     Ширина  зубчатых колес с учетом дорожки α для выхода червячной фрезы, при m_n=2мм 

     α=14 m_n   (2.16)

     α=14·2=28 мм

     bґ=b+α=56+28=89 мм 

     Окружная  скорость колес и степень точности передачи  

     υ=π· d₁· n₁/60   (2.17)

     υ=π·56·10^-3/60=0,76 м/с 

     по  таблице 9.1 [3;с.163] принимаем 8-ю степень  точности

     Силы  в зацеплении  

     F_t=2T₂/d₂ – окружная   (2.18)

     F_t=2·321,7·10³/224= 2872 Н

     F_r= F_ttq20є/cosβ – радиальная   (2.19)

     F_r=2872·tq20є/ cos25є49ґ=1158 Н 

     Уточняем  значение коэффициентов 

     Ψ_d=b₂/d₁   (2.20)

     Ψ_d=56/56=1 

     При этом К_НВ=1, по таблице 9.5 [3;с.192]

     Принимаем коэффициенты

     К_нυ=1,1, по таблице 9.6 [3;с.193] ;

     К_на =1,12, по таблице 9.6 [3;с.193]

     Расчетное контактное напряжение 

     σ_н=266/ α_W u_ф√Т₂ К_на К_нβ К_на (u_ф +1)³   (2.21)

     σ_н=266/140·4,04√321,7·10³·1·1,1·1,12(4+1)³=447 МПа

     Н=466-447/466·100%=4%,что допустимо 

     Проверочный расчет зубьев на изгиб. Этот расчет выполняется  по зубьям шестерни. Это объясняется тем, что материал шестерни и колеса одинаков, но толщина зубьев шестерни у основания ножки меньше, чем у зубьев колеса, поэтому и прочность их ниже по сравнению с прочностью зубьев колеса.

     Эквивалентное число зубьев шестерни 

     z_V1= z₁/ cos ³β   (2.22)

     z_V1=25/ cos ³25є49ґ=34,5

     z_V= 101/ cos ³25є49ґ=138,5 

     Коэффициент формы зуба 

     Υ_F1=3,9; Υ_F1=3,6 [3;с.185] 

     Принимаем коэффициенты 

     К_FB=1,3

     K_Fυ=1,2 K_Fα=0,91

     Υ_В =1- βє/140є=1-25є49ґ/140=0,818 [3;с.192] 

     Расчетное напряжение изгиба 

     σ_F2= Υ_F1 Υ_В F_t / b₂ m_nK_FαK_FυК_FB   (2.24)

     σ_F2=3,9·0,818·2872/56·2·0,91·1,3·1,2=116 МПа

     σ_F1= σ_F2 Υ_F1 / Υ_F2 =116·3,9/3,6=126 МПа  (2.25)

     σ_F1=116·3,9/3,6=126 МПа 

     Результаты  расчетов сводим в таблицу 2  

     Таблица 2 – Параметры зубчатой цилиндрической передачи,мм

 
 

     Расчет  клиноременной передачи

     Выбор типа сечения ремня

     По  номограмме [1;с.123] принимаем сечение клинового ремня А нормального сечения

     Определяем  диаметра ведомого шкива d₂ 

     d₂= d₁u( 1-ε )   (2.26) 

     где, ε=0,015- коэффициент скольжения [1;с.81] 

     d₁=100 мм [1;с.89]

     d₂=100·3,69(1- 0,015)=363,46 мм 

     Принимаем d₂=355, по таблице К40 [1;с.449]

     Уточняем  фактическое передаточное число  u_ф

 

      u_ф= d₂/ d₁( 1-ε )  (2.27)

     u_ф=355/100(1-0,015)=3,6

     ∆u= u_ф – u/ u·100%=3,6 – 3,69/ 3,69·100% =2,4 %≤3% 

     Определяем  межосевое расстояние α, мм 

     α≥0,55(d₁ + d₂ ) +h(H)   (2.28) 

     где, h(H)=8 – высота сечения клинового ремня по таблице К31 [1;с.440] 

     α≥0,55(100+355)+8=258,25 

     Определяем  расчетную длину ремня L_Р  

     L=2α+π/2(d₁ + d₂ )+(d₂ – d₁)²/4 α  (2.29)

     L=2·258+3,14/2(100+355)+(355-100) ²/4·258=1293 мм 

     Принимаем L=1250 мм, по таблице К31[1;с.440]

     Уточняем  значение межосевого расстояния 

     α=1/8[2L-π (d₂ +d₁)+√[ 2L-π (d₂ +d₁)]² -8(d₂ – d₁) ²] (2.30)

     α=1/8[2·1250 – 3,14(355+100)+√[2·1250-3,14(355+100)] ² -8(355-100) ²]=354 мм 

     При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 L=0,01·1250=12,5 мм для обеспечения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 L=0,025·1250=31,25 мм для увеличения натяжения ремней.

     Определяем  угол обхвата ремней ведущего шкива 

 

      α₁ = 180є - 57є (d₂ – d₁₎/α   (2.31)

     α₁ = 180є- 57є (355- 100)354 - 57є =127є>120є 

     Определяем частоту пробегов ремня 

     U=u/L

     U=4,97/1250=0,004 с ^-1  (2.32) 

     Определяем  скорость ремня υ,м/с 

     υ=πd₁n₁/60·10³  (2.33)

     υ=3,14·100·950/60·10³=4,97≤25 м/с 

     Определяем  допускаемую мощность 

     Р=Р _оС_РС_αС₁Сz   (2.34)  

     где, Р _о=0,67 кВт – допускаемая приведенная мощность, по таблице 5.2 [1;с.89]

     С_Р=1 – коэффициент динамической нагрузки;

     С_α=0,95 – коэффициент угла обхвата;

     С_υ =1,04 – коэффициент влияния от натяжения от центробежных сил;

     Сz=0,9 – коэффициент числа ремней в комплекте

     С₁=1 – коэффициент влияния отношения L/l [1;с.82] 

     Р=0,67·1·0,95·1,04·0,9=0,52 кВт 

     Определяем  количество клиновых ремней

 

      z=Р_ном/Р  (2.35)

     z=2,32/0,52=4,46 кВт 

     Принимаем z=4

     Определяем  силу предварительно натяжения ремня 

     F_o=850 Р_ном С₁/ zυ С_α С_Р   (2.36)

     F_o=850·2,32·1,04/4·0,95·1·4,97=109 Н 

     Определяем  окружную силу 

     F_t= Р_ном10³/υ

     F_t= 2,32·10³/4,97=466 Н   (2.37) 

     Определяем  силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей  

     F₁= F_o + F_t/2z  (2.38)

     F₁=109+466/2·4=167 Н 

     Определяем  силу давления ремней на вал 

     F_on=2 F_oz·sin α₁/2   (2.39)

     F_on=2·109·4· sin127є/2=780 Н  

     Результаты  расчета сводим в таблицу 3