Расчет редуктора ленточного конвейера (стр. 2 из 9)

Принимаем по ГОСТ 17383-72 D₁=140мм.

4.1.2 Определим диаметр ведомого шкива:

(5.2)

где

- коэффициент упругого скольжения.

Принимаем по ГОСТ 17383-72 D₂=315мм.

4.1.3 Уточняем передаточное число:

(5.3)

4.1.4 Определяем окружную скорость и выберем тип ремня:

(5.4)

Т.к.

следовательно, принимаем прорезиненный ремень типа Б.

4.1.5. Выбираем межосевое расстояние а для плоского ремня.

(5.5)

4.1.6 Определяем расчетную длину ремня по выбранному межосевому расстоянию, мм:

(5.6)

4.1.7 Проверяем число пробегов ремня:

(5.7)

4.1.8 Определяем угол обхвата на малом шкиве по формуле:

(5.8)

4.1.9 Рассчитаем нагрузку ремня:

(5.9)

4.1.10 Рассчитаем площадь поперечного сечения ремня:

(5.10)

где

- расчётное полезное напряжение:

С_α – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на меньшем шкиве:

С_v – коэффициент, учитывающий влияние центробежной силы:

С_р – коэффициент динамичности и режима работы передачи. В данном случае принимаем С_р=1.(таблица 8.7)

- коэффициент учитывающий влияние расположения передачи и способа регулирования натяжения ремня на его работоспособность. Принимаем (таблица 8.8)

По таблице 8.6 принимаем:

Для прорезиненного ремня принимаем отношение:

и по таблице 8.9 определяем допускаемое полезное напряжение:

4.1.11 Определяем размеры сечения ремня:

- толщина:

;

- ширина:

;

Т.к. толщина одной прокладки для ремня типа Б

, следовательно принимаем число прокладок , тогда толщина ремня и ширина .

Пересчитаем площадь поперечного сечения ремня:

;

По таблице 8.1. окончательно принимаем: ремень типа Б с числом прокладок

, толщиной и шириной .

4.1.12 Определим усилие, действующее на вал:

(5.10)

.

4.2 Расчет быстроходной ступени.

4.2.1. Расчет зубчатых передач.

Расчет зубчатых передач, выполняемый по ГОСТ 21354-87, сводится к определения геометрических параметров зубчатых колес. В зависимости от вида зубчатых передач проектировочным расчетом на контактную прочность для закрытых передач, предварительно определяются основные размеры. Затем полученные размеры подтверждаются или уточняются проверочными расчетами на контактную прочность для закрытых передач.

4.2.2. Выбор материала зубчатых колес.

По таблице 2.2. (с.6) /2/ принимаем рекомендуемые пару сталей: для шестерни и для колеса.

Принимаем для шестерни быстроходного вала Сталь 45 (улучшение) со следующими механическими свойствами:

Предел прочности:

Предел текучести:

Твердость: 194…263НВ

Принимаем для колеса быстроходного вала Сталь 45 (нормализация) со следующими механическими свойствами:

Предел прочности:

Предел текучести:

Твердость: 171…241НВ

4.2.3 Контактные напряжения (для шестерни)

Допускаемые контактные напряжения определяются раздельно для шестерни и для колеса по формуле:

(5.11)

где

- базовый предел контактной прочности поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов

(с8) /2/

- твердость зубьев,

- коэффициент безопасности,

- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения передачи:

(5.12)

где

- можно определить по формуле:

- эквивалентное число циклов перемены напряжений. Для ступенчатой циклограммы нагружения:

(5.13)

где T=T₁ – максимальный момент, передаваемый рассчитываемым колесом в течении времени

, Н×м

T₂ – момент, действующий в течении

часов,

С – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым, С=1,0;

- частота вращения зубчатого колеса, об/мин

- число часов работы передачи за расчетный срок службы, час

(5.14)

где

и - коэффициенты использования передачи в году и суток

- срок службы, годы

принимаем (длительно работающая передача)