Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, открытой клиноремённой передачи цилиндрического одноступенчатого редуктора и соединительной муфты (стр. 2 из 6)

Для шестерни принимаем сталь 40Х с термообработкой улучшение, твёрдость сердцевины и поверхности 235...262 НВ.

3.2 Определение допускаемых напряжений

Определение допускаемых напряжений проводим в соответствии с пунктом 2.1 2 [3].

Для определения допускаемых напряжений вычислим среднюю твёрдость колёс:

Для шестерни: НB_CP₁= 0.5· (НB_min+ НB_max) = 0.5 (269 + 302) = 286HB

Для колеса: НВ_СР2 =0.5· (НB_min+ НB_max) = 0.5 (235 + 262) = 249НВ

3.2.1 Допускаемые напряжения при расчёте на усталостную контактную прочность

Для шестерни:

[σ] _Н1=К_Н_L1 [σ] _HO1

Для колеса:

[σ] _Н2=К_Н_L2 [σ] _HO2

где К_HL1и K_HL₂ - коэффициенты долговечности при расчёте по контактным напряжениям колеса и шестерни;

[σ] _HO1=1.8 НB_CP₁+67=1.8·286+67=582МПа и

[σ] _HO2=1.8 НB_CP₂+67=1.8·249+67=516МПа

предел контактной выносливости зубьев колеса и шестерни, принят по табл.2.2 [3].

Коэффициенты долговечности при расчёте по контактным напряжениям при термической обработке улучшение:

где N_HO₁=HB_CP₁³=286³=2.34·10⁷и где N_HO₂=HB_CP₂³=249³=1.54·10⁷ –

базовые числа циклов нагружений при расчете на контактную прочность для колеса и шестерни;

N₂=60n₂L_h=60·35.8·22484=48.3·10⁷и N₁=N₂·u_ц=48.3·10⁷·5.75=277.7·10⁷ –

действительные числа циклов перемены напряжений для колеса и шестерни;

принимаем K_HL₁=1 и K_HL₂=1.

Тогда допускаемые контактные напряжения для колеса и шестерни:

[σ] _H1=1·582=582МПа

[σ] _H2=1·516=516МПа

Для дальнейших расчётов принимаем [σ] _H=516МПа.

3.2.2 Допускаемые напряжения при расчёте на изгибную усталостную прочность

Для шестерни:

[σ] _F1=К_FL1 [σ] _FO1

Для колеса:

[σ] _F2=К_FL2 [σ] _FO2

Где K_FL₁и K_FL₂- коэффициенты долговечности при расчёте на изгиб для колеса и шестерни;

[σ] _FO1=1.03 НB_CP₁=1.03·286=275МПа и [σ] _FO2=1.03 НB_CP₂=1.03·249=275МПа –

предел изгибной выносливости зубьев колеса и шестерни, принят по табл.2.2 [3].

Коэффициенты долговечности при расчёте по изгибным напряжениям при термической обработке улучшение:

принимаем K_FL₁= 1 и K_FL₂= 1.

Тогда допускаемые напряжения изгиба для колеса и шестерни:

[σ] _F1=1·275=275МПа

[σ] _F2=1·275=275МПа

Для дальнейших расчетов принимаем [σ] _F=275МПа.

3.3 Определение основных параметров передачи

Межосевое расстояние передачи:

где K_a = 43 - коэффициент межосевого расстояния для косозубых колёс (стр.15 [3]);

ψ_a= 0,4 - коэффициент ширины колеса (стр.15 [3]);

К_Hβ= 1 - коэффициент концентрации нагрузки при термической обработке - улучшение (стр.15 [3]);

принимаем a_w= 230мм.

Предварительный делительный диаметр колеса:

d₂=2·a_wu/ (u+1) =2·230·5.75/ (5.75+1) = 392 мм

Ширина колеса:

b₂= ψ_a·a_w=0.4·230=92 мм

Модуль передачи:

где K_m = 5.8 - коэффициент модуля для косозубых колес;

принимаем m = 2 мм в соответствии со стандартным значением.

Суммарное число зубьев:

z_Σ=2·a_w·cosβ/m=2·230·cos10/2=226.5

где β =10º - угол наклона зубьев.

Принимаем z_Σ=226.

Число зубьев шестерни:

z₁= z_Σ / (u+1) =226/ (5.75+1) =33.5≥ z₁_min=17

Принимаем z₁=34.

Число зубьев колеса:

z₂= z_Σ - z₁=226-34=192

Фактическое передаточное число:

u_ф= z₂/ z₁=192/34=5,65

Отклонение от заданного передаточного числа:

такое расхождение допускается.

Делительный диаметр шестерни:

d₁= z₁·m/ cosβ=34·2/cos (10) =69.049 мм

Делительный диаметр колеса:

d₂=2а_w - d₁=2·230-69.049=390.951 мм

Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

d_а1= d₁+2m=69.049+2·2=73.049 мм

d_а2= d₂+2m=390.951+2·2=394.951 мм

Диаметр окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:

d_f₁= d₁-2.5m=69.049-2.5·2=64.049 мм

d_f₂= d₂-2.5m=390.951-2.5·2=385.951 мм

Ширина шестерни:

b₁= b₂+5=92+5=97 мм

Окружная скорость колеса:

в зависимости от окружной скорости колеса по табл.2.4 [3] принимаем 9 степень точности передачи.

Результаты расчёта основных параметров передачи представлены в таблице 3.1

Таблица 3.1

	Модуль (мм)	Межосевое расстояние (мм)	Число зубьев	Делительный диаметр (мм)	Ширина (мм)
Шестерня	2	230	34	69.049	97
Колесо			192	390.951	92

3.4 Определение сил в зацеплении

Окружная сила в зацеплении:

Радиальная сила в зацеплении:

F_r=F_t·tg20º/cosβ=8425· tg20º cos10=3114 H

где α=20º - стандартный угол.

Осевая сила в зацеплении:

F_a=F_t·tgα=8425· tg20º = 3066 H

Результаты расчёта представлены в таблице 3.2

Таблица 3.2

Окружная сила (Н)	Радиальная сила (Н)	Осевая сила (Н)
8425	3114	3066

3.5 Проверочный расчёт передачи на контактную усталостную прочность

где K_Hα=1.1 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями (стр.20 [3]);

K_HV=1.1 - коэффициент динамической нагрузки (стр.20 [3]);

Расчётные контактные напряжения меньше допускаемых, следовательно, контактная прочность передачи обеспечена.

3.6 Проверочный расчёт передачи на изгибную усталостную прочность

Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса:

σ_F2=K_FαY_βK_FβK_FVY_F₂F_t /b₂m=1·0.93·1·1.2·3.61·8425/92·2=184≤ [σ] _F2

где K_Fα =1 - коэффициент для косозубых колес (стр. 19 [3]);

Y_β =1-β/140=1-10/140=0,93 - коэффициент;

K_Fβ = 1 - коэффициент, при термообработке улучшения (стр. 19 [3]);

K_FV = 1,2 - коэффициент (стр. 19 [3]);

Y_F₂ = 3,61 - коэффициент формы зуба шестерни принят по таблице 2.5 [3] в зависимости от z_V₁= z₁-cos³β =34/ (cos10) ³=35.6

Расчётные напряжения изгиба меньше допускаемых, следовательно, изгибная прочность шестерни обеспечена.

Результаты расчёта передачи на прочность представлены в табл.3.3

Таблица 3.3

		Расчётные напряжения	Допускаемые напряжения
Расчёт на контактную усталостную прочность		520	516
Расчёт на усталостную изгибную прочность	Шестерня	191	275
Расчёт на усталостную изгибную прочность	Колесо	184	275

4. Расчёт клиноремённой передачи

Расчёт производим согласно [4] стр130.

Расчёт начинаем с выбора сечения ремня. В соответствии с рис.7.3 [4] выбираем сечение ремня В.

Диаметр ведущего шкива:

принимаем из ряда стандартных чисел D₁ = 200 мм.

Диаметр ведомого шкива учитывая проскальзывание ремня и приняв относительное скольжение ε = 0,015:

принимаем из ряда стандартных чисел D₂ =710 мм. Уточняем передаточное отношение:

u_рпф= D₂/ D₁ (1-ε) =710/200 (1-0,015) =3,585

Отклонение от заданного передаточного отношения:

такое расхождение допускается.

Межосевое расстояние передачи:

а_min= 0.55 (D_{1 -}D₂) + h= 0.55 (200+710) +14.3=509.6 мм

а_max=2 (D₁+D₂) = 2 (200+710) = 1820 мм