Реферат: Проект привода к ленточному конвейеру

3.1Допускаемые контактные напряжения

Для расчета на контактную прочность [3,с.143], МПа

[σ]_Н =(σ_Н0 / S _Н ) K_{HL ,} (3.1)

где σ_Н0 – предел контактной выносливости при пульсирующем цикле напряжений;

S _Н – коэффициент безопасности;

K_HL – коэффициент долговечности в расчете на контактную прочность.

Для нормализованных и улучшенных материалов

σ_Н0 =2НВ+70МПа; (3.2)

σ_Н0 =2·250+70=570МПа.

S _Н =1,1[3,с.147].

Число циклов нагрузки зубьев шестерни в течение срока службы

N_{H 1} =60 L_h n ₁ (3.3)

L_h =8ч/сут · 300дней в году · 5 лет=12000ч срок службы

N_{H 1} =60·970 об/мин·12000 ч = 7·10⁸

N_{H 1} =60·242,5 об/мин·12000 ч = 1,75·10⁸

В расчете на контактную прочность N_HG =10. При НВ<350 и N_{H 1} > N_HG , назначаем K_HL =1,0 [3,с.148].

[σ] определяем по материалу колес, как менее прочному [3,с.145]

[ σ _Н ]=(570/1,1)·1,0=518 МПа.

Назначаем [σ] =[σ_Н ]=518 МПа.

3.2Допускаемые напряжения при изгибе

Для расчета на изгиб [3,с.145], МПа

[ σ_F ]=( σ_{F 0} / S_F ) K_FC K_FL , (3.4)

где σ_{F 0} – предел выносливости материала при нулевом цикле напряжений при изгибе;

S_F – коэффициент безопасности;

K_FC – коэффициент, учитывающий характер напряжений, считая передачи реверсивными (симметричный цикл напряжений), получаем K_FC =1 [3,с.151];

K_FL – коэффициент долговечности;

При НВ<350 и N_{F 1} >N_FG , принимаем K_FL =1,0 [3,с.151].

Для нормализованных и улучшенных материалов S_F =1,75;

Для колеса, МПа

σ_{F 0} =1,8НВ=18·250=450; (3.5)

[ σ_F ] =(450/1,75)·1,0·1,0=257 МПа.

Для шестерни, МПа

σ_{F 0} = 1,8·270=486 МПа;

[ σ_F ] =(486/1,75)·1,0·1,0=277 МПа.

4. Расчет зубчатой передачи

4.1Определение межосевого расстояния

Межосевое расстояние из условия контактной прочности [1,c.187]

(4.1)

где K_Hβ – коэффициент расчетной нагрузки;

Ψ_ва – коэффициент ширины зубчатого колеса по межосевому расстоянию;

T ₂ – вращающий момент на колесе.

(4.2)

где T₁ – вращающий момент на шестерне;

η₃ –К.П.Д. редуктора.

В проектном расчете предварительно принимаем K_Hβ =1,04, Ψ_a =0,43 [1,с.187].

Назначаем а _w = 160 мм

4.2Определение геометрических параметров

Модуль зацепления [2,с.38], мм

m =(0,01÷0,02)a_w ; (4.3)

m = (0,01÷0,02)·160=1,6÷3,2.

Назначаем по ГОСТ 2185-86 m =1,6.

Числа зубьев [2,c.38],угол наклона зубьев β =0°

(4.4)

(4.5)

Определяем делительные диаметры

(4.6)

Ширина колеса

(4.7)

Ширина шестерни

(4.8)

4.3Определение геометрических размеров зацепления

Геометрические размеры зацепления [1,с.174], мм

Диаметры окружностей выступов

d_ai =d_i +2m ; (4.9)

d_a1 =69+2·1,6=72 мм;

d_{a 2} =250+2·1,6=253 мм.

Диаметры окружностей впадин

d_ri = d_i - 2,5 m ; (4.10)

d_{r 1} =69-2,5·1,6=65 мм;

d_{r 2} =250-2,5·1,6=246 мм.

4.4Силы, действующие в зацеплении

по[3,c.113]

Окружная:

F_t =2 T ₂ / d ₁ =2·165600/69=4994 Н. (4.11)

Радиальная:

F_r = F_t · tgα / cosβ = 4994·0,364/1=1818 Н. (4.12)

Осевая:

F_a = F_t · tgβ =4994·tg 0°=0 Н. (4.13)

4.5Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба

по [3,с.157]

(4.14)

где Y_F – коэффициент формы зуба;

K_F – коэффициент нагрузки, принимаем равным 1,1;

Y_β – коэффициент наклона зубьев,при β=0 принимаем равным 1.

Значение коэффициента формы зуба по таблице1.5[3,c.158]

Y_{F 1} =3,7 – для шестерни;

Y_{F 2} =3,6 – для колеса; (4.15)

75>71.

Проверку проводим по зубьям колеса как по менее прочному

Прочность зубьев колеса по напряжениям изгиба обеспечена.

5.Проектный расчет валов

В редукторах общего назначения обычно применяются валы из сероуглеродистой стали 45, улучшение, с твердостью 200 НВ[3,c.121].

Предварительные значения диаметров различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам [1,c.42].

для быстроходного вала

(5.1)

(5.2)

для тихоходного вала

(5.3)

Диаметры остальных участков вала назначают по конструктивным соображениям с учетом удобства посадки на вал шестерен, зубчатых колес, подшипников и т.д. [2,c.158].Все диаметры назначают в соответствии с ГОСТ 6636-89 [1,с.289].

6.Выбор подшипников

Для опор валов цилиндрической прямозубой передачи редуктора предварительно намечаем радиальные шариковые подшипники, легко серии по посадочному диаметру d_П .

Таблица 1

Обозначение	d	D	B	C	C0
209	45	85	19	33,2	18,6
210	50	90	20	35,1	19,8

7.расчет ременной передачи

По номограмме [4,c.330] в зависимости от частоты вращения меньшего шкива n₁ =730об/мин и передаваемой мощности P=5,5кВт принимаем сечение клинового ремня Б.

Вращающий момент

(7.1)

Диаметр меньшего шкива

(7.2)

Диаметр большого шкива

(7.3)

согласно таблице 7.8[4,c.133] принимаем d₂ =315мм.

Уточняем передаточное число

(7.4)

при этом угловая скорость вала будет

(7.5)

Межосевое расстояние

(7.6)

где T₀ – высота сечения ремня по таблице 7.7[4,c.132] ,

(7.7)

Принимаем предварительно близкое значение а_р =450мм.

Расчетная длина ремня

ближайшее значение по стандарту таблица 7.7[4,c.132] L=1600м.

Уточнение межосевого расстояния с учетом стандартной длинны ремня

(7.8)

где W=0,5π(d₁ +d₂ )=0,5 π(125+297)=663мм,

y=(d₂ -d₁ )² =(297-125)² =29584мм² ,

Угол обхвата меньшего шкива

(7.9)

Число ремней в передаче

(7.10)

где К_д – коэффициент динамичности и режима работы;

Р₀ – мощность передаваемая одним ремнем;

К=К_α ·К_l ·К_z =0,92·0,95·0,95=0,8303 – корректирующий коэффициент,

принимаем три ремня.

Предварительное натяжение одного ремня

(7.11)

где K_i – коэффициент передаточного отношения, изменяется от 1,12 до 1,14;

F_v – дополнительное натяжение ремня от действия центробежных сил;

К_α – коэффициент угла обхвата, таблица 3.7[4,c.23];

К_l – коэффициент, учитывающий влияния длины ремня на его ресурс, таблица 3.8[4,c.23].

(7.11)

где ρ – плотность ремня, для клиновых ремней равна 11000…1250 кг/м³ ;

А – площадь поперечного сечения ремня(для сечения Б А= 138 мм² ).

Радиальная сила, действующая навал

где (7.12)

8.Проверочный расчет валов

8.1 Быстроходный (ведущий) вал

8.1.1 Определяем реакции в подшипниках

Дано: F_t =4994H, F_r =1818H, F_a =0H, L =118мм, L ₁ =59мм, d ₁ =63мм,

L _м =66,5мм, F_м =1411Н.

Вертикальная плоскость:

∑M₃ =0;

(8.1)

∑M₁ =0;

(8.2)

8.1.2 Строим эпюру изгибающих моментов относительно Х:

М_x1 =0; M_x2 =R_Ay ·L₁ =114·59·10^-3 =6,7H·м; M_x4 =0;

M_{x 3} =-F_м ·L_м =-1411·66,5·10^-3 =-93,8Н·м;

M_{x 2} =-F_м (L_м +L₁ )+R_By ·L₁ =-1411· (66,5+59)-1297·59=-254Н·м.

Горизонтальная плоскость:

R_Ax =R_Bx =F_t /2=4994/2=2497H. (8.3)

8.1.3 Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

M_y2 =0; M_y3 =-R_Ax ·L₁ =-2497·59·10^-3 =-147Н·м; M_y4 =0.