Проект привода к ленточному конвейеру (стр. 2 из 3)

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_a2=250+2·1,6=253 мм.

Диаметры окружностей впадин

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

d_r1=69-2,5·1,6=65 мм;

d_r2=250-2,5·1,6=246 мм.

4.4Силы, действующие в зацеплении

по[3,c.113]

Окружная:

F_t=2T₂/d₁=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·tg0°=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_F1=3,7 – для шестерни;

Y_F2=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

8.1Быстроходный (ведущий) вал

8.1.1 Определяем реакции в подшипниках

Дано: F_t=4994H, F_r=1818H, F_a=0H, L=118мм, L₁=59мм, d₁=63мм,