4. Расчет плоскоременной передачи

Рассчитаем открытую плоскоременную передачу, установленную в системе привода от двигателя к ленточному транспортёру. Исходные данные:

• 

• n_дв =970 мин^-1;

• u_ред.=2,204;

• характер нагрузки –равномерная.

Частота вращения ведомого шкива

Принимаем: положение передачи –горизонтальное, натяжение ремня периодическое.

4.1. Принимаем прорезиненный ремень из бельтинга Б-820, типа В, предполагая скорость ремня v ≤ 15 м/с.

4.3. Определяем диаметр ведущего шкива

По ГОСТ 17383-73 принимаем d₁=224 мм.

Тогда

По ГОСТ 17383-73 d₂ =500 мм.

4.4. Определяем действительную частоту вращения ведомого шкива с учётом принятых стандартных диаметров и упругого скольжения ремня.

Где ε –скольжение ремня

ε = 1% при

σ₀ =1,8 МПа –натяжение от предварительного натяжения.

определение величин погрешности

4.5. Определение скорости ремня.

Принятый ремень типа В подходит, т.к. допускает скорость до 15 м/с.

4.6. Определяем межосевое расстояние

4.7. Определяем длину ремня.

4.7. Определение частоту пробега ремня

, что допустимо.

4.8. Определяем углы обхвата

,

Что удовлетворяет рекомендациям α₁ ≥ 150º.

4.9. Определяем окружную силу

4.10. Задаёмся толщиной ремня δ.

по таб. 2.1. принимаем

δ = 7,5 мм Z = 5 (число прокладок).

4.11. Определяем допускаемое полезное напряжение [К₀]. По таб. 2.3. при находим: [К₀] = 2,17 МПа.

Для проектируемой передачи с учетом условий работы определяем

К_α =0,97 –коэффициент угла обхвата (таб. 1.4.)

К_v =0,98 –скоростной коэффициент (табл. 1.5.)

К_H =1.0 –коэффициент режима нагрузки передачи (таб. 1.6.)

К₀ =1.0 –коэффициент способа натяжения расположения (таб. 1.7.)

4.12. Определяем ширину ремня

Принимаем по ОСТ 38.05.98-77 (для ремня типа В)

в = 40 мм; δ = 7,5; Z = 5 слоёв;

4.13. Определяем усилие Q, действующее на вал;

4.14. По таб. 2.2. принимаем ширину шкива В = 50 мм.

Эскиз передачи

5. Компоновка

Определение диаметров концевых участков валов.

Принимаем расчетные диаметры, округляя их в большую сторону до кратности 5, d₁=30 мм, d₂=55 мм, d₃=85 мм. Выбираем шарика подшипники однорядные радиальные с средней серии, по ГОСТ 8338 – 75, принимаем

306 311 317

d₁=30мм d₂=55 мм d₃=85 мм

D₁=72 мм D₂=120 мм D₃=180 мм

B₁=19 мм B₂=29 мм B₃=41 мм

Вычерчиваем компоновку принимая валы гладкими.

Вычерчиваем внутренние стенки редуктора. Большие стенки вычерчиваем на расстоянии 10-12 мм от ближайшей вращающей детали. Меньшие стороны проводим на расстоянии 12-15 мм от ближайшей вращающей детали. Выставляем подшипники на валы.

6. Расчет прямозубой конической зубчатой передачи

6.1.Исходные данные для расчёта:

Передаточное число U=2,8

Крутящий момент на валу шестерни –Т₁=128,8 Н∙м

Крутящий момент на валу колеса – Т₂=Т₁∙U_k∙η=128.8∙2.8∙0.96=346.21

Частота вращения шестерни –n₁=440,9 мин^-1

Частота вращения колеса –

Срок службы – 5 лет

Число смен –2

Коэффициент перегрузки –T_max/T_ном=1,7

6.2.Выбор материала колеса и шестерни.

В соответствии с рекомендациями раздела 1.2 и табл.1.1. (см. методические указания) принимаем:

Для шестерни – сталь 50

Для колеса – сталь 40

Термообработка –поверхностная закалка зубьев токами высокой частоты с предварительным объемным улучшением.

6.3.Механические свойства принятых материалов (смотр. Глава 2)

6.4.Определение допускаемых напряжений. (смотр. глава 2)

6.5 Определяем действительное число цыков нагружения.

N_ц=n₁·60 (кол-во смен)·8·(кол-во лет)·272;

N_ц=157,46·2·8·60·5∙272=166411776

6.6 Расчет на контактные напряжения.

Внешний делительный диаметр колеса.

Принимаем предварительно коэффициент нагрузки (см. раздел 1.10)

Коэффициент ширины зубчатого венца Ψ_ве=0,285 (раздел 2)

Согласно ГОСТу 12289-76 (разд. 2) назначаем внешний делительный диаметр колеса d_e2=250 мм.

По табл. 2,2 находим ширину венца колеса в=38 мм.

Угол делительного конуса:

arctg δ₂ = U → δ₂ = 70,3 ⁰

δ₁ = 90º - δ₂ =90⁰ – 70,3º = 19,7º

Внешнее конусное расстояние

Среднее конусное расстояние

Минимальное число зубьев шестерни:

Z_1min ≥ 18.4 ∙ cosδ₁ ∙ cosβ_m

β_m=0º (прямозубая передача)

Рекомендовано выбирать Z₁≡18÷30.

Принимаем Z₁=18.

Z₂ = Z₁ · U = 18 · 2,8 = 50,4.

Принимаем Z₂ =51

Внешний окружной делительный модуль

Расчетный нормальный модуль в среднем сечении

Средний делительный диаметр колёс

Коэффициент ширины шестерни по среднему делительному диаметру

Средняя окружная скорость и степень точности передачи

Для конических прямозубых передач при v < 5 м·с^-1 рекомендуется принимать 8-ю степень точности.

Для проверки контактных напряжений определим коэффициент нагрузки,

К_β=1,22 (табл. 1,5, при консольном расположении);

К_v=1,25

Действующие контактные напряжения.

σ_Н=679,77 МПа < [σ_Н]=885,05 МПа, т.е. условие прочности по контактным напряжениям соблюдается.

Проверим поверхность зубьев на предотвращение пластической деформации

σ_Н=883,7 МПа < [σ_Н]_max=2120 МПа, условие прочности выполняется.