Проектирование привода к ленточному конвейеру. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение требуемой мощности

Межосевое расстояние определяют из условия сопротивления контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев. Предварительно выберем коэффициент ширины в зависимости от положения колес относительно опор: y_ba=0,315.

где k_a – числовой коэффициент, для косозубых передач k_a=43,  – коэффициент неравномерности распределения нагрузки, =1,4.

Полученное значение межосевого расстояния округляют до стандартного значения по ГОСТ 2185-81. В данном случае .

5.2. Предварительные размеры колеса

• Делительный диаметр:

• Ширина:

b₂ округляем по ГОСТ 6636-69 до значения 70мм.

5.3. Модуль передачи

 (ГОСТ 9563-60)

5.4. Угол наклона и суммарное число зубьев

Минимальный угол наклона зубьев колеса 4:

Суммарное число зубьев:

Действительное значение угла b:

5.5. Числа зубьев шестерни 3 и колеса 4

Шестерня 3:

Колесо 4:

5.6. Фактическое передаточное число

Отклонение от заданного передаточного числа:

5.7 Размеры колес.

Делительные диаметры шестерни и колеса:

Диаметры вершин шестерни и колеса:

Диаметр впадин шестерни и колеса:

Определение ширины зуба венца шестерни и колеса:

Ширину шестерни принимают по соотношению b₃/b₄:

b₃=75мм (ГОСТ 9563-60).

Определение высоты зуба:

5.8. Определение окружной скорости:

5.9. Определение усилий в зацеплении

Окружное усилие

Радиальное усилие

Осевое усилие

5.10. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса 4:

Для косозубых колес коэффициент принимают в зависимости от степени точности. В данном случае для степени точности 9 (ГОСТ 1643-81) =1,0. Коэффициент =0,7. При твердости зубьев колеса >350HB коэффициент =1+1,5*0,199/4=1,07, S- индекс схемы (табл.2.3. []). Значение коэффициента  для косозубых колес при твердости >350HB – 1,2. Коэффициент , учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, в зависимости от приведенного числа зубьев принимают по табл.2.5. [] – 3,61.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни 3:

Расчетные напряжения могут отклоняться от допускаемых:

5.11. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

Расчетное контактное напряжение в зацеплении косозубых колес:

Значение коэффициента  распределения нагрузки между зубьями для косозубых колес принимают равным 1,1. Коэффициент  неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий: . Коэффициент , учитывающий внутреннюю динамику нагружения, для косозубых колес принимают – 1,05.

5.12. Таблица основных параметров цилиндрической зубчатой передачи.

ТТ=2165 Нм	ТПР=547 Нм	ТБ=179 Нм
nT=115 мин-1	nПР=460мин-1	nБ=1460 мин-1
uТ=4	aW=200 мм	m=5 мм
Z3=15	Z4=76	b=18048/18,2//
d3=79 мм	d4=321 мм	da3=89 мм
da4=331 мм	df3=66,5мм	df4=308,5 мм
h=11,5 мм	b3=75мм	b4=70 мм

6. Расчет конической передачи.

6.1. Диаметры внешней делительной окружности колеса 2 и шестерни1.

, .

       

d_e2=315 мм (ГОСТ 12289-73).

6.2. Конусное расстояние и ширина колес.

По ГОСТ 6636-69 b=50 мм.

6.3. Числа зубьев колес, модуль и фактическое передаточное число.

Примем число зубьев шестерни z₁=25. Тогда для колеса:

Внешний окружной модуль передачи:

, принимаем m_e=4 мм.

Фактическое передаточное число:

6.4. Уточнение геометрических размеров.

Делительный диаметр шестерни:

Конусное расстояние:

Средний модуль:

Средний делительный диаметр шестерни1:

Средний делительный диаметр колеса 2:

Смещение:

6.5. Высота зубьев.

Для шестерни:

Для колеса:

6.6. Углы делительных конусов шестерни1 и колеса2.

6.7. Диаметры вершин и впадин шестерни и колеса.

Для шестерни:

Для колеса:

6.8. Силы в зацеплении.

Окружная сила на среднем диаметре колеса:

Осевая сила на шестерне:

Радиальная сила на шестерне:

Осевая сила на колесе:

Радиальная сила на колесе:

6.9. Расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев.

,

- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев. - коэффициент, учитывающий свойства материалов сопряженных зубчатых колес.- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

,

- коэффициент торцевого перекрытия.

где – коэффициент распределения нагрузки между зубьями, =1; – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий, =1,58; – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, для прямозубых колес =1.

6.10. Расчет на изгибную выносливость.

где  – коэффициент, учитывающий форму зуба   и ;  – коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на изгибную прочность, для прямозубых колес .

Подставляя полученные значения, получим:

6.11. Таблица основных параметров конической зубчатой передачи.

7. Предварительный расчет валов по заниженным допускаемым напряжениям на кручение

Предварительный расчет валов проводят по деформации кручения по заниженным условным допускаемым напряжениям на кручение [τ_кр^'] = 12¸18 МПа. (Для валов выбран материал – сталь 5.) Расчетный диаметр находится по формуле:

мм, гдеТ – крутящий момент вала, для ведущего Т=Т_б, промежуточного - Т=Т_пр, выходного - Т=Т_Т.

тогда:

Согласовываем с ГОСТом 8995-75 и принимаем, что d₁=50 vv является диаметром хвостовика ведущего вала. По ГОСТу подбираем длину хвостовика: l_хв =82 мм. По ряду R_a40 округляем диаметр d₂ и d_3, полученные значения соответствуют диаметрам валов под зубчатым колесом 2 и колесом 4 соответственно: d₂ = 75 мм, d₃=85 мм.

Эскизная компоновка передачи выполнена в истинном масштабе и приведена в качестве примера в приложении 1.

Подбор подшипников.

Выходной вал:

В зависимости от вида передачи и расчетного диаметра выбираем тип подшипника – роликовый конический однорядный повышенной