Проект привода цепного конвейера (стр. 2 из 7)

рад/с.

Определяем крутящие моменты на валах:

Нм; Нм;

Нм; Нм;

Нм.

Результаты расчётов сводятся в табл.1.2 и являются исходными данными для всех следующих расчётов.

Таблица 1.2

Результаты кинетического и силового расчётов привода

Параметры № вала	N, кВт	ω рад/с	М,Нм
1	16,5	102,05	161,7	2,98	47,68
2	15,7	34,24	458,5
				4
3	14,9	8,56	1740
				4
4	14,3	2,14	6682
				1
5	13	2,4	6542

2. Расчет клиноременной передачи

Схема клиноременной передачи

Рис 2.1

2.1 Исходные данные для расчёта передачи

Таблица 2.1

Исходные данные для расчета передачи

Параметры №шва	N, кВт	w, рад/с	М, Нм	ид12	и добщ
1	16,5	102,05	161,7	2,98	47,68
2	15,7	34,24	458,5

2.2 Механический расчет

Сечение ремня по табл. 5.6 ([8], с. 69)

Рис 2.2

При заданном значении М принимаем сечение ремня (В).

Диаметр меньшего шкива

Минимально допустимый диаметр шкива d_min= 63 мм.

Для повышения коэффициента полезного действия передачи, увеличения долговечности и тяговой способности ремней, уменьшение числа ремней принимаем d₁=100 мм.

Диаметр большего шкива: d₂=d₁·i_кл =100∙2,98=298

Скорость ремня:

;

где v – скорость ремня,

м/с.

Частота вращения ведомого вала

;

где n₂ – частота вращения ведомого вала, об/мин.;

- коэффициент скольжения; принимаем = 0,01

об/мин.

Ориентировочное межосевое расстояние

Принимаем a₀=400 мм.

Длина ремня

;

где L- длина ремня, мм;

;

;

мм.

В соответствии с ГОСТ 1284.1-80 принимаем L = 1600 мм.

Окончательное межосевое расстояние

;

мм.

Принимаем a = 500 мм.

Наименьшее расстояние, необходимое для надевания ремня

a_наим = a- 0,01L;

a_наим = 500-0,01·1600 = 484 мм.

Наибольшее расстояние, необходимое для компенсации вытяжки ремня

a_наиб = a- 0,025L;

a_наиб = 500-0,025·1600 = 460 мм.

Коэффициент динамичности и режима работы

с_р = 1,1

Угол обхвата

;

где

- угол обхвата, º;

По табл. 5.7 ( 5, с.71) величина окружного усилия р₀ , передаваемого одним ремнем р₀=124 Н (на один ремень)

Допускаемое окружное усилие на один ремень

[р]=р₀×С_α×С_L×C_Р,

где С_α=1-0,003(180-α₁)=1- 0,003(180-156,24)=0,93

Коэффициент, учитывающий длину ремня

, так как расчетная длина L=1600=L₀

Коэффициент режима работы С_р=1, следовательно

[р]=824∙0,93=757

где р₀ =814 ( по табл. 5,7 [8], с. 71 )

Окружное усилие

Н

Расчетное число ремней

; .

Принимаем Z = 4

3. Расчет цилиндрической 3.1. Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета

Кинематическая схема передачи

Рис.3.1.

Исходные данные для расчета передачи Таблица 3.1.

параметры № вала	N, кВт	ω, рад/с	M,Нм	ид34	идобщ
2	15,7	34,24	458,5	4,0	47,68
3	14,9	8,56	1740

3.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений

Материалы зубчатых колес

Для уравновешивания долговечности шестерни и колеса, уменьшения вероятности заедания и лучшей приработки твердость зубьев шестерни необходимо выбирать большей, чем твердость колеса: НВ_ш = НВ_к + (20…50).

Так как к габаритам передачи не накладываются жесткие условия, то для изготовления зубчатых колес, из [6], принимаем материалы для шестерни – сталь 50, для колеса – сталь 40. Параметры материалов зубчатых колес сводим в таблицу 3.2.

Таблица 3.2

Материалы зубчатых колес.

Материал	Термообработка	Предел теку-чести, σт, МПа	Твердость, НВ
Шестерня	Сталь 50	нормализация	380	180
Колесо	Сталь 40	нормализация	340	154

Допустимые контактные напряжения:

,

где σ_Нlim– граница контактной долговечности поверхности зубцов, соответствует базовому числу циклов изменения напряжений N_Н0= 30 НВ^2,4, (при твердости поверхности зубьев ≤350 НВ,σ_Нlimb= 2 НВ +70):

σ_Нlimbш= 2·180+70=430МПа, σ_Нlimbк =2· 154 + 70=378 МПа;

N_Н0ш= 30·180^2,4 = 7,76·10⁶, N_Н0к = 30 · 154^2,4 = 5,3·10⁶;

S_Н– коэффициент безопасности (запас прочности), учитывается от термообработки и характера нагрузок, принимаем S_Н = 1,1, [6];

К_НL– Коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется из соотношения N_Н0 и дополнения (N_Σ·К_НЕ); К_НЕ – коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем К_НЕ = 0,06.

N_Σ - суммарное число циклов нагрузки зубьев за все время службы передачи:

,

где L_h–время службы передачи, для односменной работы L_h=1·10⁴ час.

, .

N_Σш · К_НЕ =1,96 · 10⁸ · 0,06 = 1,17 · 10⁶ < N_Н0ш = 7,76 · 10⁶,

N_Σк · К_НЕ = 0,49 · 10⁸ · 0,06 =2,9 · 10⁶ < N_Н0ш = 5,3 ·10⁶.

Так как в обоих случаях N_Н0 >N_Σ · К_НЕ , то коэффициент долговечности

,

.

Мпа; МПа

Допустимые напряжения на изгиб.

,

где σ_Flimb– граница выносливости поверхности зубцов при изгибе, соответствует базовому числу циклов смены напряжений N_Fо = 4 · 10⁶, [6], (при твердости поверхности зубьев ≤350 НВ, σ_Flimb= НВ + 260):

σ_Flimbш = 180 +260 = 440МПа, σ_Flimbк = 154 + 260 = 414 МПа;

S_F – коэффициент безопасности (запас прочности), из [2], принимаемS_F= 1,8, K_FL– коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется соотношением N_F0 и (N_Σ K_FЕ); K_FЕ – коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем K_FЕ = 0,02.