Проектирование привода ленточного конвейера

S₁= 0,8m= 0,8·7= 5,6 мм

σ_сд= 670·1,4/12·5,6·50·2,65 = 0,1 МПа.

Предел  прочности на отрыв  резины от основания:

σ_b= 7 МПа.

8)Допускаемое  напряжение на сдвиг:

[σ_сд] = 0,8 · σ_b = 0,8·7 =5,6 МПа.

9)Допускаемое  напряжение для  зубьев ремня на  сдвиг с учётом  режима работы  передачи:

[σ_сд]_р= [σ_сд]/ К_р

Коэффициент долговечности:

К_р= φ

Общий поправочный коэффициент:

φ=φ_t φ_c φ_p

Число циклов нагружения зубьев ремня за весь срок его службы:

N = 60 z₁ /z_p ∑ t_ч n (F_ti /F_t1)⁶ = 60· 25·2000·1460 /56 ((1⁶) +(0,3/1)⁶+ (0,1/1)⁶)= 43,8 ·10⁸

Коэффициент, учитывающий влияние  температуры нагрева  резины на прочность зубчатого ремня:

φ_t = 1/ t_ч ∑ t_ч =2000/2000

φ_c =1 – Коэффициент, учитывающий продолжительность работы передачи в сутки.

φ_p = 1,1 – Коэффициент учитывающий применение натяжного или направляющего ролика.

φ= 1,065·1·1,1= 1,17

K_p = 11,7 =11,7·4,04 = 47,32

[σ_сд ]_р = 5,6 /47,32 = 0,11МПа.

σ_сд [σ_сд ]_р

0,1 0,11

10)Предельно допустимая окружная сила:

F_пред =(h tg γ/2 – 0,5d_a1(β- sinβ) +∆t_k )b/ e /z₀ +i;

Где γ ,h, δ, e, i  находим по табл. 3.14; 3.22 и 3.19.

γ =40⁰ ; δ = 0,8 мм; i = 0,0019 мм²/Н

h= 6 мм; e = 0,2 мм²/Н.

Поправка  на диаметр шкива:

C₁ = 0,15 F_t i z₁ /b = 0,15 ·670·0,0019·25/ 50 = 0,095 мм.

Диаметр вершин зубьев:

d_a1= d₁ - 2δ + C₁ = 175 - 2·0,8 +0,095= 173,495 мм.

Конструктивная  разница в шагах  ремня и шкива:

∆t_k = 0,45F_t i / b = 0,45·670· 0,0019 / 50 = 0,011 мм

F_пред = (6· 0,36 – 0,5· 173,495(0,383 – 0,374) +0,011)50 /0,016 +0,0019 = (2,16 – 0,78 +0,011)50 /0,0185 =3759,45 Н.

F_t F_пред

670 3759,45

11)Предварительное натяжение в зубчатом ремне:

2F₀ = F_t +2F_ц

Натяжение от центробежных сил:

F_ц = qV²b = 0,008 ·13,37²· 50 = 71,5 H.

q находим из табл. 3.19.

Скорость  ремня:

V= z₁n₁p / 6·10⁴ =13,37 м/с

При V 20 м/с можно принимать:

2F₀ = F_t

F₀ = F_t / 2 = 670 / 2 = 335 H

12)Усилие на валы :

Q = (1…1,1) F_t = 1,05· 670 = 703,5 H. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

2.3 Расчет зубчатых  передач  

2.3.1 Расчет зубчатой передачи быстроходной  ступени [1] 

         При расчете необходимо определить  минимальные размеры передачи, которые обеспечивали бы ее работоспособность в течении заданного срока службы. Наиболее рациональное решением такой задачи возможно при проведении прочностного расчета с учетом влияния на нагрузочную способность передачи геометрических параметров зацепления термической и химико-термической  обработкой. Из анализа работы зубчатой очевидно, что зубья под действием нормальной силы и силы трения находятся в сложном напряженном состоянии.

         Решающее влияние на работоспособность  передачи оказывают контактные  напряжения  и напряжения изгиба . В современных методиках расчета основным критерием расчета зубчатых передач принята контактная усталость поверхности зубьев.  

Исходные  данные для расчёта:

• передаваемая мощность — 8,52 кВт;
• частота вращения шестерни — 1216,6 об/мин;
• передаточное число и_б.п = 3,55

 

Выбираем материалы  со средними механическими характеристиками по табл. 16.2.1 [1]:

Для шестерни:

Сталь 45ХН

Термическая обработка: улучшение

Твердость: НRC - 37

Для зубчатого  колеса:

Сталь 45ХН

Термическая обработка: улучшение

Твердость: НRC- 32 

а) Расчет допускаемых контактных напряжений при расчете на усталость: 

1. Определяем  число часов работы передачи за весь срок службы:

L =L ∙365∙K ∙24∙K_с=20∙365∙0,6∙24∙0,4=42048 часов 

2. Определяем  базовое число  нагружений:

N =30∙ (HB₁) =30∙ (380) =46,62∙10 ≤120∙10   (для шестерни)

N =30∙ (HB₂) =30∙ (340) =35,7∙10 ≤120∙10 (для зубч. колеса) 

3. Расчетное число циклов нагружений:

N =60∙c_i∙n_i∙ L ∙ (∑K ∙K )

N =60∙1∙1216,6∙42048∙ (1 ∙0,7+0,3 ∙ 0,1+0,1 ∙0,2)=6,077 ∙10

N =60∙1∙342,7∙42048∙ (1 ∙0,7+0,3 ∙ 0,1+0,1 ∙0,2)=2,713∙10

C_i – число зацеплений зуба за один оборот

n_i – число оборотов в минуту рассчитываемого колеса

L_h – число часов работы передачи за весь срок службы (в часах)

K_Hj - коэффициент времени (определяем с графика 1)

K_ti - коэффициент нагрузки (определяем с графика 1)

т.к. N < N выбираем формулу расчет коэффициента долговечности:

Z =

Z = =0,825 ≥ 0,75

Z = =0,867 ≥ 0,75

4. Предел контактной выносливости:

σ =17∙НRCi + 200, МПа – для улучшенных колес

σ =17∙37+200=830 МПа

σ =17∙32+200=750 МПа 

5. Коэффициент контактной выносливости:

σ = (σ /S )0,9∙Z

i- 1 или 2 (1- шестерня; 2- зуб. колесо)

- предел контактной выносливости

 Z_Ni – коэффициент долговечности

S_Hi – коэффициент запаса прочности (S_Hi=1,1) 

σ =(830/1,1) ∙0,9∙825=560,25 МПа

σ =(750/1,1) ∙0,9∙0,867=532,02 МПа 

6. Допускаемые напряжения для передачи:

σ =min ( σ ) =532,02 МПа 

    б)Допускаемые напряжения изгиба:

σ =1,75∙НВ₁=1,75∙380=665 МПа

σ =1,75∙НВ₂=1,75∙340=595 Мпа

1. Базовый предел выносливости (изгибной):

σ = σ ∙Ya∙Yz – для улучшенных колес

причем Ya=1;     Yz=1 

σ = σ ∙ Ya∙Yz=665∙1∙1=665 МПа

σ = σ ∙ Ya∙Yz=595∙1∙1=595 МПа

Коэффициент запаса: S_F1= S_F2=1,7 и   gF=6 (для улучшенных)

2. Расчетное эквивалентное число циклов нагружений:

N_FEi=60∙c_i∙n_i∙L_h∙ (∑K ∙K )

N_FE1=60∙1∙1216,6∙42048∙ (1 ∙0,7+0,3 ∙0,1+0,1 ∙0,2)=2,148∙10

N_FE2=60∙1∙342,7∙42048∙ (1 ∙0,7+0,3 ∙0,1+0,1 ∙0,2)=6,05 ∙10

N_Flim=4∙10 (базовое число циклов нагружения)

3. Коэффициент долговечности:

Y_Ni= 1

Поскольку N_FEi > N_Flimi    принимаем Y_N1=Y_N2=1

И определяем напряжения изгиба (при расчете на усталость):

σ = (σ / S_Fi) ∙ YNi

σ =(665 /1,7) ∙1=391,17 МПа

σ =(595 /1,7) ∙1=350 МПа 
 

в) Определение кинематических параметров передачи: 

1. Определяем  межосевое расстояние по формуле:

a_w ³ K_a∙ (u+1) ∙ ,  мм

K_a – коэффициент равный 495 для прямозубых передач

U – передаточное число зуб. передачи («+» внешнее зацепление, «–» внутреннее зацепление)

T₂ – крутящий момент на ведомом колесе, Н∙м

- коэффициент учитывающий неравномерность  распределения нагрузки по длине  контактной линии

- коэффициент ширины зубчатого  колеса (венца) 

По рекомендации приняли  =0,315 

K_a = 495 - коэф. для стальных косозубых колес

u=3,55 – передаточное отношение

T₂= 225,44 Н∙м – крутящий момент на промежуточном валу

σ =532,02 МПа – допускаемое контактное напряжение 

=0,5∙ ∙ (u+1)=0,5∙0,315∙ (3,55+1)=0,71

по    определяем коэффициент

K =1,05 (по схеме[cтр108](2))

a_w ³ 495∙ (3,55 +1) ∙ =134,01 мм

Принимаем  по ГОСТУ 2185-66   a_w = 160 мм

2. Определяем ширину зубчатого венца:

b = ∙ a_w=0,315∙160=50,4 мм

принимаем b = 50 мм

b = b +3 = 50+3 = 53 мм

принимаем b = 53 мм

3. Определяем модуль зацепления:

m_n =(0,015-0,03) ∙ a_w = 0,0225∙160=3,6 мм

принимаем m_n =3,5 мм

4. Определяем суммарное число зубьев

Z_∑=2∙ a_w ^| / m_n=(2∙160)/ 3,5 = 91

следовательно принимаем Z_∑=91

5. Определяем число зубьев меньшего (ведущего) колеса:

Z₁= Z_∑/(u+1)=91/(3,55+1) = 20             Принимаем Z₁=20

Ведомого:

Z₂= Z_∑- Z₁=91 – 20 = 71                       Принимаем Z₁=71 
 

6. уточняем  передаточное отношение: