Проектирование привода ленточного конвейера (скорость движения конвейера - 0,25 м/с, число зубьев звездочки - 12)

Расчетная нормальная сила F_n = F_t/(cos a_tw*cos b_b) = 4064 H;

Затем провожу проверочный расчет передачи на контактную выносливость и на напряжения изгиба.

Удельная расчетная окружная сила w_t = F_t/6w = 3820/78 = 49 H/м;

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубъев в полосе зацепления: z_H = 2,5;

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий: z_e = 0,87 для e_b = 0;

Расчетные контактные напряжения: s_H = 326 мПа;

0,7*s_Hp <= s_H <= s_Hp; 0,7*346 <= s_H <= 346;

242 <= 326 <= 346;

Эквивалентное число зубъев шестерни: z_v1 = z₁/cos³b = 20; Эквивалентное число зубъев колеса: z_v2 = z₂/cos³b = 76;

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений шестерни:

Y_FS1 = 3,47*13,2/z_v1–27,9*x₁/z_v1+0,092x₁² = 3,7;

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений колеса:

Y_FS2 = 3,47*13,2/z_v2–27,9*x₂/z_v2+0,092x₂² = 3,8;

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Y_b = 1-e_b*b⁰/120 = 1-0⁰*0⁰/120⁰ = 1;

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубъев Ye = 1;

Расчетные напряжения изгиба зубъев шестерни s_F1 = 36 мПа;

0,25*s_Fp1 <= s_F1 <= s_Fp1;

0,25*s_Fp1 <= 36 < = s_Fp1;

0,25*118 < = 36 < = 118;

29,5 <= 36 < = 118;

Расчетные напряжения изгиба зубъев колеса s_F2 = 37 мПа;

0,25*s_Fp1 <= s_F1 <= s_Fp1;

0,25*s_Fp1 <= 37 < = s_Fp1;

0,25*136 < = 37 < = 136;

34 <= 37 < = 136;

Данная передача будет работать нормально, так как выполняются все данные условия.

4.1. Расчет быстроходной цилиндрической передачи.

Исходные данные для расчета быстроходной передачи:

N = 2,60 кВт;

h1 = 665 мин^-1;

h₂⁰ = 162 мин^-1;

h_2D = 8,1 мин^-1;

t = 19008 ч.

Расчитываю момент на шестерне по формуле: T₁ = 9550*N*k/h₁ = 9550*2,60*1,3/665 = 48 Н*м;

где     k – коэффициент нагрузки передачи;

Вычисляем предполагаемое передаточное число по выражению

U⁰ = h₁/h₂⁰ = 665/162 = 4,1;

Выбираем коэффициент ширины шестерни относительно ее начального диаметра y_bd⁰, y_bd⁰ = 0,8;

Затем расчитываем предполагаемое межосевое расстояние a_w⁰ = 154,9 мм;

Выбираем желаемое межосевое расстояние из условия:

0,01* a_wg < D a_w < 0,1* a_wg

0,01*155  < 5   <  0,1*155

1,55  < 5  <  15,5

Следовательно условие выполняется и D a_w равняется 5мм.

Расчитываем предполагаемый наральный диаметр шестерни по формуле:;

Расчитаем предполагаемую рабочую ширину по формуле:

b_w⁰ = y_bd⁰*d_w1⁰ = 0,8 * 61 = 49 мм;

Рабочую ширину выбираем из условия: b_w  b_w⁰; 56  49 мм.

Выбираем число зубъев шестерни из условия z₁>16, z₁=20;

Расчитаем число зубъев колеса по выражению: z₂ z₁*U⁰  82

Угол наклона линии зуба b = 0.

Расчитаем преполагаемый модуль m⁰, m⁰ = 3,04 мм.

Выбираем значение модуля из выражения m  m⁰ , 3  3,04 мм.

Модуль равняется m=5 мм. (по СТСЭВ 310-76)

Выбираем коэффициент смещения шестерни и колеса x₁=0,3; x₂=-0,3.

Далее расчитываем геометрические параметры передачи:

1.  Передаточное число U; U = z₂/z₁ = 82/20 = 4,1;

2.  Сумма чисел зубъев z_å; z_å = z₁ + z₂ = 20+82 = 102;

3.  Частота вращения колеса h₂=h₁/U = 665/4,1 = 126 мин^-1;

4.  Модуль отклонения частоты вращения колеса от желаемой h_2R=|h₂ – h₂⁰| = |162 – 162| = 0;

5.  Торцовый угол профиля a_t = arctg(tg a/cos b) = 20⁰;

6.  Сумма коэффициентов смещений x_å= x₁+x₂ = 0,3+(-0,3) = 0;

Угол зацепления a_tw = a_t = 20⁰; при x_å = 0;

7.  Межосевое расстояние a_w = 153 мм;

8.  Модуль отклонения межосевого расстояния от желаемого Da_R = |a_w - a_wg| = |153-155| = 2 мм;

9.  Делительный диаметр шестерни d₁= m*z₁/cos b = 3*20/cos 0⁰ = 60мм;

10. Делительный диаметр колеса d₂ = m*z₂/cos b = 3*82/cos 0⁰ = 246 мм;

11. Начальный диаметр шестерни d_w1 = 2*a_w*z₁/z_å = 2*153*20/102 = 60 мм;

12. Начальный диаметр колеса d_w2 = 2*a_w*z₂/z_å = 2*153*82/102 = 246 мм;

13. Основной диаметр шестерни d_b1 = d₁*cos a_t = 60*cos 20⁰ = 56 мм;

14. Основной диаметр колеса d_b2 = d₂*cos a_t = 246*cos 20⁰ = 231 мм;

15. Диаметр вершин зубъев шестерни d_a1 = d₁+2*m*(h_a^*+x₁) = 60+2*3*(1+0,3) = 68 мм;

16. Диаметр вершин зубъев колеса d_a2 = d₂+2*m*(h_a^*+x₂) = 246+2*3*(1+0,3) = 250 мм;

17. Диаметр впадин зубъев шестерни d_f1 = d₁-2*m*(h_f^*-x₁) = 60-2*3*(1,25-0,3) = 54 мм;

18. Диаметр впадин зубъев колеса d_f2 = d₂-2*m*(h_f^*-x₂) = 246-2*3*(1,25-(-0,3)) = 237 мм;

19.Коэффициент наименьшего смещения шестерни x_min = -0,2;

x_min < x₁

-0,2 < 0,3;

20.Основной угол наклона b_t = 0⁰;

21.Основной окружной шаг P_bt = 9мм;

22.Осевой шаг P_x = 0мм;

23.Угол профиля зуба шестерни и зуба колеса в точке по окружности вершин:

a_a1 = arccos (d_b1/d_a1) = 34⁰;

a_a2 = arccos (d_b2/d_a2) = 22⁰;

24.Коэффициент торцового перекрытия e_a = (z₁*tga_a1+z₂*tga_a2 – z_å*tg2_tw) / (2*p) = 1,5;

25.Коэффициент осевого перекрытия e_b = 6w/P_x = 56/0 = 0;

26.Коэффициент перекрытия e_v = e_a + e_b = 1,5 + 0 = 1,5;

27.Средняя суммарная длина контактных линий l_m  84 мм.

28.Коэффициент среднего изменения суммарной длины контактных линий