Проектирование привода ленточного транспортёра, страница 2

Где  - диаметр барабана транспортёра;

 об/мин.

1.6  Определяем требуемую частоту .

;

Где ,  -передаточные числа зубчатых передач.

Выбираем значения передаточных чисел  в цилиндрической передачи по таблице 1.2 (1, с.6):

=6,3; =5:      ;

 об/мин.

.

1.7  Уточняем общее передаточное число привода u_общ по формуле:

u_общ = n_дв/n_вых =1419/54,6=25,99

Так как передаточное отношение стандартизовано, то выбираем ближайшее стандартное значение .

По таблице 1.3 (1, с.7) рассчитываем быстроходные и тихоходные ступени:

;

.

;

.

             1.8   Определяем мощности Р  в кВт на валах привода по формулам:

Р_дв = 60 Вт.

Р₁ = Р_дв·η_м·η_под;

Р₁ = 0,06·0,98·0,99 = 0,058.

Р₂ = Р₁·η_з.п.·η_под;

Р₂ = 0,058·0,97·0,99/2 = 0,057/2=0,028.

Р₃ =2Р₂·η_з.п.·η_под.;

Р₃ = 2·0,028·0,97·0,99 = 0,054.

1.9 Определяем частоты вращения n в об/мин и угловые скорости ω в рад/с валов привода:

    1.10  Определяем крутящие моменты Т в Н·м на валах привода по формуле:

Т_дв = Р_дв∙10³/ω_дв;

Т_дв = 0,06·10³/148,5 = 0,4;

;

;

.

Результаты расчетов сводим в таблицу 1.1.

Таблица 1.1 – Кинематические и силовые параметры привода.

2.  Расчет зубчатой передачи.

2.1  Выбор материала  

В зависимости от передаваемой мощности по таблице 2.2 (с.9) выбираем следующие марки стали: для изготовления зубчатых колес материал с твердостью  твердость HB ≤ 350, шестерня – сталь 40Х (термообработка-улучшение,269…302 HB), зубчатое колесо – сталь 40Х (термообработка-улучшение,235…262 HB).

Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса  

=0,5(269+302)=285,5

=0,5(235+262)=248,5

 ─  =285,5-248,5=37

Условие прирабатываемости выполняется.

2.2 Расчет допускаемых напряжений

Определяем допускаемое контактное напряжение зубьев колес:

Определим допускаемые контактные напряжения по формуле:                  [s]_Н0 =1,8 HBср +67

Для шестерни     = 1,8·285,5+67=581  Па;

Для колеса     = 1,8·248,5+67=514 Па.

Определяем допускаемые напряжения изгиба:

Для шестерни      Па;

Для колеса      Па.

Рассчитываем коэффициент долговечности :

Для шестерни:  

Для колеса:  

Где  - угловые скорости;   - коэффициент долговечности.

      циклов;

 циклов.

Так как  >  и     > , то КHL1 = КHL2 =1

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев колес.

[s]_Н = K HL · [s]_НO

[s]_Н1  =1·581= 581 МПа;

[s]_Н2  =1·514= 514 МПа.

Передача будет рассчитываться по среднему допускаемому контактному напряжению:

При этом условие  - соблюдается.

Расчет допускаемых напряжений изгиба зубьев колес.

Так как , , то , .

Допускаемое напряжение изгиба соответствует числу циклов :

                                      =1,03 HBср

=1,03·285,5=294  МПа;

=1,03·248,5=256  МПа;

 =1·294=294  МПа;

=1·256=256  МПа;

3. Расчёт цилиндрической зубчатой передачи.

3.1 Расчёт 1-ой ступени (быстроходной)

а) Определяем межосевое расстояние, :

, где

=4300-вспомогательный коэффициент, для косозубых и шевронных колёс;

 - передаточное число 1-ой ступени;

 - коэффициент ширины венца колеса;

  - момент на валу колеса;

 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине.

По режимам нагружения (1) принимаем .

Коэффициент .Найдём :

;

Для прирабатывающихся зубьев КHβ =1.

мм.

Принимаем =28 мм.

б) Определяем модуль зацепления: 

, где

 мм

Принимаем m=0,5 мм.

           в) Определяем угол наклона зубьев

 мм;