Механический привод конвейера (стр. 2 из 5)

Округляем до большего целого Z = 4. Этому значению соответствует С_z = 0,9.

Пересчитаем теперь число ремней с учетом этого коэффициента:

Округляем до большего целого Z = 4.

Определяем силу предварительного натяжения ремня:

Рассчитаем силу давления на валы (рис. 2.2).

3. РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

3.1. Выбор материалов, термообработки и допускаемых

напряжений

Зубчатые колеса редукторов в основном изготавливают из сталей, подвергнутых термическому или химико-термическому упрочнению. Вид термообработки выбирается в зависимости от номинальной нагрузки на барабан T_б. Для нашего случая целесообразно как вид термообработки использовать закалка ТВЧ.

Выбираем марку стали 40Х и назначаем твёрдость по Бринеллю 460 (НВ):

Определяем допускаемые контактные напряжения.

где S_H = 1,2 - коэффициент запаса прочности;

базовый предел контактнойвыносливости.

К_HL - коэффициент долговечности, определяется как

здесь

- базовое число циклов длительного предела контактнойвыносливости, определяется из графика.

N_HE— фактическая длина цикла, определяется по формуле:

п₁= 800 об/мин - частота вращения ведущего вала;

L = 18 тыс. ч. - срок службы редуктора;

l₁ - 0,6, l₂ = 0,2, l₃ = 0,1 - относительная продолжительность нагрузки;

К_так=1,12 - перегрузка;

- относительные величины нагрузок;

=0,005.

Тогда

Так как N_HO < N_HE, то принимаем K_HL = 1.

Отсюда

.

Определяем допускаемые контактные напряжения:

Определяем допускаемые напряжения изгиба:

- частота вращения ведущего вала;

L = 18 тыс. ч. — срок службы редуктора;

l = 0,6, l₂ = 0,2, l₃ = 0,1 - относительная продолжительность нагрузки;

К_max = 1,12 - перегрузка;

относительные величины нагрузок;

l_mах = 0,005.

Тогда N_FE=60·800·18000·(l,12⁹·0,005 + 1⁹·0,6 + 0,6⁹·0,2 + 0,4⁹·0,l)= 5.327·10⁸

Принимаем K_FL = 1, т. к. N_FG

N_FE .

Отсюда

3.2 Проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи

Определяем межцентровое расстояние

К_а = 430 для косозубых передач;

T₂ - крутящий момент на колесе;

= 787,5 МПа- допускаемые контактные напряжения,

=5

= 0,3 для косозубых колес

По графику находим

= 1.1

Принимаем a_w = 140 мм

Назначаем модуль зацепления т_п = 4

Назначаем угол наклона зубьев

= 15

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Округляем:

69

Уточняем угол наклона:

, ;

Определяем число зубьев шестерни:

Уточняем передаточное число:

Определяем минимальное число зубьев, которое можно нарезать без смещения:

Принимаем Х₁ = 0,45

Определяем начальные (делительные) диаметры зубчатых колес и шестерни:

для шестерни

для зубчатого колеса

Проверка:

Диаметры окружностей выступов:

для шестерни

;

для зубчатого колеса

.

Диаметры окружностей впадин:

для шестерни

;

для зубчатого колеса

.

Определим ширину шестерни и зубчатого колеса:

Округляем в большую сторону по стандартному ряду R40: b₂=45мм. Тогда

.

Определим окружную скорость:

Определяем степень точности зубчатых колес, но при v< 4 принимаем степень точности 8.

Определяем силы в зацеплении шестерни и колеса:

окружные силы

;

радиальные силы

;

осевые силы

3.3. Проверочный расчёт зубчатой передачи

Фактические контактные напряжения будут равны

где Z_m = 275 — коэффициент, учитывающий свойства материала для колес из стали;

Z_н =

коэффициент, учитывающий формусопряженных поверхностей зубьев;

- для косозубых колес - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

- коэффициент торцевого перекрытия,

тогда

;

К_на = 1,09 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки междузубьями;

К_нv=1,01 - коэффициент динамической нагрузки;

=1,13 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба.

<

Проверку зубьев на выносливость при изгибе начинают с определения коэффициента формы зуба

шестерни и колеса в зависимости от эквивалентных чисел зубьев: