Расчет и проектирование привода ленточного конвейера (стр. 2 из 5)

Выбираем zp= 100

10) Межосевое расстояние передачи при zp=100

Для a= (( аp-( z1+ z2)f2*tp , где f2 ( таблица 2.4.3 источник 1) f2 = 0,24987

А=((2*100-(24+16))*0,24987*12,57= 502,54 мм

11) a1⁰= 180⁰-57⁰*(96-64)/502,54 = 176,37⁰

12)Число зубьев на дуге обхвата:

z01 = 16*176,37⁰/360⁰ = 7,84

13) Ширина ремня:

Bp = P1Кt*Pt* z01

Где Кt = К1+К2 +К3 – сумма уточняющих коэффициентов, зависящих от типов двигателя К1 (таблица 2.4.5 источник 1) типа рабочей машины К2 (таблица 2.4.4 источник 1), передаточного числа К3, если u≥1, следовательно К3 = 0 Выбираем Д.В.С одноцилиндровый К1 = 1; выбираем подъемник К2 = 1,7;

Bp = 2,481*2,7/0,1*7,48 = 9,05 мм

14) Сила нагружающая вал передачи:

F = (1,10…1,05)*Ft

Ft = 2*10³T1/d1 = 24,94*2*10³/64=779,3 Н

F = (1,10…1,05)*779,3 = 857,32 Н

2.3.2Тихоходная ступень

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками по табл. 16.2.1 [1]:

Для шестерни:

Сталь: 45Х

Термическая обработка: улучшение

Твердость: НВ 280

Для зубчатого колеса:

Сталь: 40Х

Термическая обработка: улучшение

Твердость: НВ 260

Расчет допускаемых контактных напряжений при расчете на усталость:

1) Определяем число часов работы передачи за весь срок службы:

L

= L *365*K *24*K = 10*365*0,75*24*0,67 = 44019 часа

2) Определяем базовое число нагружений:

N

= 30(HB1) = 30(280) = 22,4*10 ≤120*10

N

= 30(HB2) = 30(260) = 18,75*10 ≤120*10

3) Расчетное число циклов нагружений:

N

= 60*ci*ni* L *(∑K *K )

N

= 60*1*321*44019 (1 *0,5+0,8 *0,3+0,3³*02) = 6,0*10

N

= 60*1*200*44019 (1 *0,5+0,8 *0,3+0,3³*02) = 3,74*10

C_i – число зацеплений зуба за один оборот

n_i– число оборотов в минуту рассчитываемого колеса

L_h– число часов работы передачи за весь срок службы (в часах)

K_Hj- коэффициент времени (определяем с графика 1)

K_ti - коэффициент нагрузки (определяем с графика 1)

т.к. N

< N выбираем формулу для расчета коэффициента долговечности:

Z

= =

Z

= = 0,848 ≥ 0,75

Z

= = 0,861 ≥ 0,75

Предел контактной выносливости:

σ

= 2*НВi + 70, МПа – для улучшенных колес

σ

= 2*280+70 = 630 МПа

σ

= 2*260+70 = 590 МПа

4) Коэффициент контактной выносливости:

σ

= (σ /S )0,9*Z

i- 1 или 2 (1- шестерня; 2- зуб. колесо)

- предел контактной выносливости

- для улучшенных колес

Z_Ni– коэффициент долговечности

S_Hi – коэффициент запаса прочности (S_Hi=1,1)

σ

= (630/1,1)*0,9*0,848 = 437,1МПа

σ

= (590/1,1)*0,9*0,861 = 415,6МПа

5) Допускаемые напряжения для передачи:

σ

=min ( 0,45(σ + σ ); 1,25(σ ) )=min ( 0,45(437,1+415,6); 1,25*415,6) =min( 384МПа ; 520МПа) => σ =384МПа

6) Допускаемые напряжения изгиба:

σ

=1,75*НВ1=1,75*280=490 МПа

σ

=1,75*НВ2=1,75*260=455 МПа

Базовый предел выносливости (изгибной):

σ

= σ *Ya*Yz – для улучшенных колес

причем Ya= 1; Yz= 1(поковка)

σ

= σ * Ya*Yz=490*1*1=490 МПа

σ

= σ * Ya*Yz= 455*1*1 = 455 МПа

7) Коэффициентзапаса: SF1 = SF2 = 1,7 иgF= 6

Расчетное эквивалентное число циклов нагружений:

NFEi = 60*ci*ni*Lh*(∑K

*K )

NFE1 = 60*1*321*44019 *(1

*0,5+0,8 *0,3+0,3 *02) = 4,9*10

NFE2 = 60*1*200*44019 *(1

*0,5+0,8 *0,3+0,3 *02) = 3,05*10

NFlim= 4*10

8)Коэффициент долговечности:

YNi=

1

Поскольку NFEi

> NFlimiпринимаем YN1 = YN2 = 1

И определяем напряжения изгиба (при расчете на усталость):

σ

= (σ / SFi)* YNi

σ

=(490 МПа /1,7)*1=288,2 МПа

σ

= (455 МПа /1,7)*1 = 267,7 МПа

Определение кинематических параметров передачи:

9) Определяем межосевое расстояние по формуле:

a_w³K_a*(u+1)*

, мм

K_a – коэффициент равный 495 для прямозубых передач

&bsol;U – передаточное число зуб. передачи («+» внешнее зацепление, «–» внутреннее зацепление)

T₂ – крутящий момент на ведомом колесе, Н*м