Расчет привода от электродвигателя к ленточному транспортеру (стр. 2 из 6)

Сечение – Б

Ориентировочный размер малого шкива:

Принимаем по ГОСТ 17383 d_pI=180 (стр 272/2/)

мм

Принимаем d_pII=450 мм

Фактическое передаточное отношение

Межосевое расстояние

Определяем длину ремня

Частота пробегов ремня

Что меньше 5 с^-1 для плоских ремней.

Полезная окружная сила:

Толщина ремня для резинотканевых ремней

3 РАСЧЕТ КОСОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений

Желая получить сравнительно небольшие и недорогостоящие редуктора, назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 40Х.

По таблице 8.8/2/ выписываем механические свойства:

Шестерня

твердость поверхности 50-59HRC;

твердость сердцевины 26-30HRC;

б_в=1000 МПа;

б_т=800 МПа.

Термообработка азотирование, закалка(830…850 С), отпуск (500 С).

Колесо

твердость 260-280HB;

б_в=950 МПа;

б_т=700 МПа.

Улучшение, закалка(830…850 С), отпуск (500 С).

Определяем допускаемые контактные напряжения на усталость по формуле 8.55/2/

- коэффициент долговечности.

- коэффициент безопасности.

Для шестерни (таблица 8.9/2/)

Твердость зубьев на поверхности 50-59HRC;

в сердцевине 24…40HRC.

Группа сталей: 38ХМЮА, 40Х, 40ХФА, 40ХНМА.

б_Н01=1050 МПа; S_H1=1,2.

б_F0=12HRC_серд+300; S_F=1,75.

Для колеса

Твердость зубьев на поверхности 180-350HB;

в сердцевине 180-350HB.

Группа сталей: 40, 45, 40Х, 40ХН, 45ХЦ, 35ХМ.

б_Н02=2НВ+70=540+70=610 МПа; S_H2=1,1.

б_F0=1,8HB; S_F=1,75; K_HL=1

МПа

МПа

В косозубой цилиндрической передаче за расчетное допустимое контактное напряжение принимаем минимальное из значений:

В данном случае:

МПа

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость:

б_F0 – предел выносливости зубьев;

S_F – коэффициент безопасности;

K_FC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки K_FC=1;

K_FL –коэффициент долговечности K_FL=1.

3.2 Проектный расчет передачи по контактным напряжениям

Определяем межосевое расстояние по формуле 8.13/2/

где Е_пр приведенный модуль упругости;

Е_пр = 2,1*10⁵ МПа.

Т₂ – крутящий момент на валу колеса;

Т₂=T_III=274,082

Нм

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния

(табл. 8.4 [2]); =0,3.

- коэффициент концентрации нагрузки;

- коэффициент ширины к межосевому расстоянию;

-коэффициент ширины к диаметру;

По рисунку 8.15 /2/ находим:

Оставляем, чтобы коэффициент смещения равнялся 0.

Ширина колеса:

Принимаем:

Диаметр шестерни:

По таблице 8.1/2/ принимаем по первому ряду в меньшую сторону m=2.5 .

Угол наклона зубьев :

где

- коэффициент осевого перемещения (постоянная);

Принимаем :

Принимаем :

Передаточное число:

Фактический наклон зубьев:

Делительные диаметры.

Шестерни:

Колеса:

Диаметр вершин:

Шестерни:

Колеса:

Диаметр впадин:

Шестерни:

Колеса:

Проверка межосевого расстояния:

3.3 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям

По формуле 8.29/2/

где

- коэффициент повышения нагрузки.

По формуле 8.28/2/

- коэффициент неравномерной нагрузки.

- коэффициент динамической нагрузки;

- угол зацепления;

;

По таблице 8.3/2/ принимаем

По таблице 8.7/2/

(/2/,стр.142)

По формуле 8.25/2/