Расчет редуктора привода ленточного конвейера транспортёра энергоузла

Т_Т = Т_Б u_р η_ред. = 30,27 ∙4,5∙0,951 = 129,5 Н∙м

  Полученные  результаты заносим в табл. 2.

  Таблица 2

Результаты  кинематического  расчёта

  

 

  Расчет  открытой плоскоременной передачи 

  Проектный расчет  

  Определяем  диаметр ведущего шкива: 

  

 мм 

  Принимаем  стандартное значение диаметра ведущего шкива , входящее в диапазон рекомендуемых значений = 125 мм. 

  Определяем  диаметр ведомого шкива:

  

= мм

где - коэффициент упругого скольжения ремня 

  Предварительное значение диаметра ведомого шкива округляем  до ближайшего стандартного значения =250 мм. 

  Определяем  действительное передаточное число  ременной передачи: 

  

=2,02 

  Рассчитываем  отклонение действительного значения передаточного числа ременной передачи U от заданного значения :

  

  

где - допускаемое отклонение передаточного числа передачи 

Определяем скорость ремня: 

  

=6,12 м/с 

  Выбираем  тип ремня исходя из условий работы ременной передачи и скорости ремня:   БКНЛ-65 

  Принимаем межосевое расстояние ременной передачи, мм:

  

мм 

  Определяем  требуемую длину ремня, мм:

  

= = 2094 мм 

  Определяем  число пробегов (частоту) ремня в  секунду и сравним с допускаемым, 1/с:

  

 

  Определяем  угол обхвата на ведущем шкиве  ременной передачи, мм: 

  

 

где  - допускаемый угол обхвата ведущего шкива. 

  Определяем  толщину ремня:

  

  Принимаем  
 

  Определяем  окружное усилие ременной передачи, Н

  

  Выбираем  начальное напряжение ремня 

  

 МПа 
 

  Определяем  допускаемое напряжение ремня, МПа

  

где - экспериментальное значение напряжение, определяемое по тяговой способности ремня;  =2,17 МПа

- коэффициент, зависящий от расположения передачи в пространстве и способа натяжения ремня;  =1,0

 - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата ведущего шкива; =0,97

 - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;  =1,03

- коэффициент, учитывающий режим  работы передачи  =1,0 

  

МПа 

  Определяем  ширину ремня по тяговой способности  ременной передачи, мм:

  

мм 

  Округляем полученное значение ширины ремня до стандартного ближайшего значения мм 

  Проверка  прочности и долговечности  ремня 

  Определяем  напряжение в  ремне от рабочего натяжения F_t, МПа:

  

МПа 

  Определяем  напряжение при изгибе ремня на ведущем  шкиве, МПа:

  

 МПа

где - модуль упругости ремня при изгибе  =100 МПа 

  Определяем  напряжение в ремне от центробежных сил, МПа:

  

где - плотность материала ремня, кг/м³ 

  Суммарное (максимальное) напряжение в ведущей  ветви ремня

  

  

МПа

где - допускаемое напряжение в ремне, принимаемое в зависимости от материала ремня, МПа;

    -напряжение в ремне от рабочего  натяжения F_t, МПа:

    -напряжение изгиба в ремне  на ведущем шкиве, МПа:

    -напряжение в ремне от центробежных  сил, МПа: 
 

  Определяем  ресурс ремня (срок службы ременной передачи), ч:

  

=23110 час

где =10⁷- базовое число циклов нагружений;

    - число пробегов ремня

    m=6- показатель степени

    - временный предел выносливости ремня

  - коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа передачи на долговечность ремня в зависимости от напряжений изгиба

   - коэффициент, учитывающий режим  работы передачи 

    Определяем усилия, действующие  на валы ременной передачи, Н:

  

 Н

 

Выбор материала шестерни и зубчатого колеса.

определение допускаемых напряжений. 

  

• материал  колеса сталь с НВ < 350, сталь 45, диаметр  заготовки свыше 130 термообработка – улучшение;
• твердость НВ₂ = 200;
• предел прочности σ_B2 = 690 МПа;
• предел текучести σ_T2 = 340 МПа.

 

  Определяем  предел контактной выносливости:

σ_{H lim b2} = (2 НВ₂ + 70) МПа = 2∙200 + 70 = 470 МПа. 

  Определяем  допускаемые контактные напряжения:

[σ]_H2 = σ_{H lim b2} K _HL/S _H = 470 ∙ 1,0/1,2 = 392 МПа.

где К_HL – коэффициент долговечности,

  К_HL = 1,0 для редукторов;

  S_H = 1,1…1,2 – коэффициент безопасности. 

   Далее определяем предел выносливости для  зубчатого колеса при базовом  числе циклов нагружения (12∙10⁷):

σ^о_{F lim b2}= (1,7…1,8) НВ₂ = 1,8 ∙ 200 = 360 МПа.

и допускаемые  напряжения изгиба зубьев:

[σ]_F2 = σ^o_{F lim b2}⋅K_FL K _FC/S _F = 360∙1,0∙1,0/1,8 = 200 МПа. 

  Для колеса имеем НВ₁ = НВ₂ + (20…50) ≈ 230. 

  Выбираем  материал для шестерни - сталь 45, диаметром до 90 мм:

• термообработка – улучшение;
• твердость НВ₁ = 230;
• предел прочности σ_B1 = 780 МПа;
• предел текучести σ_T1 = 440 МПа.

 
 

  Определяем предел контактной выносливости зубьев шестерни при базовом числе циклов (12∙10⁷) для выбранного способа термообработки (улучшения):

σ_{H lim b1} = 2 НВ₁ + 70 МПа = 2 ∙ 230 + 70 = 530 МПа. 

  Допускаемые контактные напряжения:

[σ]_H1 = σ_{H lim b1} K_HL/S_H = 530∙1,0/1,2 = 442 МПа. 

  Определяем  предел выносливости на изгиб для  зубьев шестерни при базовом числе  циклов нагружения:

σ^о_{F lim b1} = (1,7…1,8) НВ₁ = 1,8∙230 = 414 МПа. 

  Допускаемые напряжения изгиба:

[σ]_F1 = σ^о_{F lim b1} K_FL K_FC/S_F = 414∙1,0∙1,0/1,8 = 230 МПа. 

  Принимаем расчетное контактное напряжение для  прямозубых колес:

[σ]_H = [σ]_Н2, МПа = 392 МПа, 

  Проверяем полученное значение по критерию:

[σ]_H = ([σ]_H1 + [σ]_Н2)/2 ≤ 1,25 [σ]_Н2(min),

417 ≤  1,25∙392 = 490 МПа. 

  Полученные  результаты представим в сводной  табл. 3. 

  Таблица 3

Характеристики  материала и допускаемые  напряжения  
для зубчатой передачи.