Проектирование привода к конвейеру. Вариант 3

несимметричном расположении колес относительно опор (учет натяжения ременной передачи) коэффициент . По табл. 3.8 [1] для косозубых колес 8-й степени точности и при скорости до 3 м/с коэффициент . Коэффициент .

Эквивалентные числа зубьев:

у шестерни                                               

у колеса                                                    

Коэффициенты .

Определяем коэффициенты  и .

где средние значения коэффициента торцового перекрытия ; степень точности .

Допускаемые напряжения изгиба :

где  – предел выносливости при базовом числе циклов, МПа. По табл. 3.9 [1] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 и термической обработкой (улучшением)

коэффициент безопасности  определяется как произведение двух коэффициентов: . Первый коэффициент  учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колес. Второй коэффициент  учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса.

Для шестерни

для колеса

По табл. 3.9 [1] для стали 45 улучшенной  для поковок и штамповок  Следовательно,

Допускаемые напряжения:

для шестерни

для колеса

Проверка на изгиб проводится для того зубчатого колеса, для которого отношение  меньше. Найдем эти отношения:

для шестерни

для колеса

Проверку на изгиб проводим для колеса:

Условие прочности по напряжениям изгиба выполняется.

3 Расчет открытой плоскоременной передачи

Исходные данные для расчета: передаваемая мощность  частота вращения ведущего (меньшего) шкива ; передаточное отношение .

Вращающий момент на валу ведущего шкива

Диаметр ведущего шкива :

Ближайшее стандартное значение по ГОСТ 17383-73: .

Диаметр ведомого шкива , с учетом относительного скольжения ремня :

Ближайшее стандартное значение по ГОСТ 17383-73: .

Передаточное отношение  отклонение .

Межосевое расстояние передачи :

Угол обхвата малого шкива :

Длина ремня (без учета припуска на соединение концов) :

Расчетная скорость ремня :

По табл. 7.1 [1] выбираем ремень Б-800 с числом прокладок . Проверяем выполнение условия (обеспечение достаточной эластичности ремня):

Условие выполнено.

Силы, действующие в ременной передаче,  , Н:

окружная

натяжение ведущей ветви

натяжение ведомой ветви ,

где  – предварительное натяжение каждой ветви, Н,  – напряжение от предварительного натяжения ремня, оптимальное значение ;  – ширина и толщина ремня, мм.

Требуемая ширина резинотканевого ремня определяется из условия

где  – число прокладок,  – допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки, Н/мм;

 – наибольшая допускаемая нагрузка на 1 мм ширины прокладки;

 – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата ремнем меньшего шкива;

 – коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня;

 – коэффициент, учитывающий влияние режима работы;

 – коэффициент, учитывающий расположение передачи.

По табл. 7.5 [1] принимаем ; при наклоне до  .

Допускаемая рабочая нагрузка

окружная сила

Ширина ремня  мм:

.

Предварительное натяжение ремня :

Натяжение ведущей ветви

натяжение ведомой ветви

Максимальное напряжение , в сечении ремня рассчитывается по формуле:

где   – напряжение от растяжения;   – напряжение от изгиба ремня ();  – напряжение от центробежной силы (); при этом должно выполняться условие .

Условие выполнено.

Расчетная долговечность ремня, ч:

где  – коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения,   при постоянной нагрузке;  – число пробегов ремня в секунду,

Нагрузка на валы передачи :

По табл. 7.6 [1] при ширине ремня : ширина шкивов . Материал шкивов при скорости до  – чугун СЧ 15.

4 Эскизная компоновка редуктора

4.1 Расчет валов редуктора на кручение и выбор подшипников

Предварительный расчет валов проводится на кручение при пониженных допускаемых напряжениях.

Ведущий вал

Диаметр выходного конца вала :

где  – крутящий момент на ведущем валу, ;

 – допускаемое напряжение на кручение; с учетом того, что ведущий