Расчет привода ленточного конвейера с прямозубым цилиндрическим редуктором и клиноременной передачей*

Расчет привода ленточного конвейера
с прямозубым цилиндрическим редуктором и клиноременной передачей*

Рассчитать привод ленточного конвейера по схеме рис. 2 с прямозубым цилиндрическим редуктором по следующим данным:

· Окружное усилие на ведущем барабане конвейера
F_t =

· Скорость ленты конвейера (окружная скорость на барабане)
V =

· Диаметр барабана D_бар =

· Время работы в сутки t_сут=, t =, = t_сут – t

· Отношение =; Т_пуск= (К_пуск = )

1. Частота вращения барабана конвейера:

n_бар = =

2. Мощность на приводном валу конвейера:

Р_потр = =

3. Мощность на валу электродвигателя:

Р_{эл.двиг. потр} = =

где η _общ = η _{кл. рем} ∙ η³ _подш ∙ η _зац ∙ η _муфты =

Значения η _{кл. рем},η _подш,η _зац,η _муфты выбраны из таблицы 2.

*Ссылки даются на методическое пособие В.Г. Клокова «Детали машин. Курсовое проектирование» Москва 2007.

Рис. 2. Привод ленточного конвейера с прямозубым редуктором:

1 – электродвигатель; 2 – передача клиноременная; 3 – редуктор
горизонтальный; 4 – муфта комбинированная; 5 – барабан приводной

Выбираем по каталогу электродвигатели, удовлетворяющие по мощности (табл. П1), т.е. с мощностью Р=.

4. Передаточные числа привода и редуктора.

U_{привода} = ; U_{привода} = U_ред ∙ U_кл.рем

Принимаем предварительное значение U_кл.рем, тогда

Uпривода	Uредуктора
Uпривода 1 =	Uредуктора 1 =
Uпривода 2 =	Uредуктора 2 =
Uпривода 3 =	Uредуктора 3 =
Uпривода 4 =	Uредуктора 4 =

В соответствии с рекомендациями таблицы 1 для одноступенчатого редуктора выбираем значение U_{редуктора}

5. Частоты вращения валов:

п ₀ = п_{эл.двиг =}

п ₁ = =

п ₂ = =

п ₃ = п ₂ =

6. Мощности на валах:

Р ₀ = Р_{эл.двиг.потр} =

Р ₁ = Р ₀ · η _кл.рем · η _подш =

Р ₂ = Р ₁ · η _зац · η _подш =

Р ₃ = Р ₂ · η _муф · η _подш =

7. Вращающие моменты на валах:

Т ₀ = 9550 =

Т ₁ = 9550 =

Т ₂ = 9550 =

Т ₃ = 9550 =

Полученные результаты заносим в таблицу:

№ вала	n, мин^-1	Р, кВт	Т, Н·м

8. Эквивалентное время работы передачи в сутки при расчете на контактную прочность (из циклограммы задания) (2.10):

t_НЕ = t + t′ =

Эквивалентное время работы передачи в течение всего срока службы (2.12):

Т_НЕ = t_НЕ ∙ д ∙ L =

где д = 260 – число рабочих дней в году;

L = 5 лет – срок работы передачи.

9. Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса и шестерни (2.13):

N_{НЕ 2} = 60 ∙ п ₂ ∙ Т_НЕ циклов=

N_{НЕ 1} = N_{НЕ 2} ∙ U_ред циклов=

10. Выбор материала шестерни и колеса.

Принимаем по таблице 5 для шестерни сталь. Термообработка:

Для колеса в соответствии с рекомендациями (2.9):

НВ _2min = HB _1min – (15)(20…30)(50),

подбираем по таблице 5 сталь с σ _в =,
σ_т =, НВ =. Термообработка:

11. Средняя твердость шестерни:

НВ ₁ = =

Средняя твердость колеса:

НВ ₂ = =

При средней твердости шестерни НВ ₁ базовое число циклов нагружения N_{HG 1=}, а для колеса при НВ ₂ базовое число циклов нагружения N_{HG 2=} (таблица 6).

Поскольку N_{HЕ 2} > N_{HG 2} и N_{HЕ 1} > N_{HG 1}, то .

12. Предел контактной выносливости для колеса (2.17):

σ _{Н lim2} = 2 НВ ₂ + 70

Допускаемое контактное напряжение для колеса (2.16):

[σ] _{Н 2} = =

Предел контактной выносливости для шестерни:

σ _{Н lim1} = 2 НВ ₁ + 70

Допускаемое контактное напряжение для шестерни:

[σ] _{Н 1} =

Коэффициент безопасности S_Н

Расчет ведем по меньшему значению допускаемых контактных напряжений, т.е. по [σ] _{Н 2}

13. Межосевое расстояние для прямозубой передачи (2.21):

a_w = 450 (U + 1) мм.

При твердости зубьев НВ < 350 и симметричном расположении колес относительно опор принимаем = (стр. 25), тогда будет равен (2.24):

= 0,5 · (U + 1)

По таблице 7 находим значение К_{Н β} = 1,07.

Предполагая, что окружная скорость передачи V ₂ < 5 м/c и принимая 8-ю степень точности изготовления передачи (в соответствии с рекомендациями таблицы 3), находим значение
К_{Н V} = (таблица 8) и К_{Н α} = (таблица 9).

К_Н = К_{Н β} · К_НV ·К_{Н α}

Найденное межосевое расстояние округляем до ближайшего стандартного значения (2.25): a_{w ст} =.

14. Ширина зубчатых колес:

b ₂ = ∙ a_{w ст=}

b ₁ = b ₂ + 5 мм =
Модуль передачи (2.28):

0,01 ∙ a_{w ст} < т < 0,02 ∙ a_{w ст}

Принимаем т _ст =

15. Суммарное число зубьев прямозубой передачи (2.31):

Z _∑ = -округлить до целого числа

16. Число зубьев шестерни (2.32):

Z ₁ = - округлить до целого числа

17. Число зубьев колеса (2.33):

Z₂ = Z_∑ – Z₁ =

18. Уточнение передаточного числа (2.44):

U ′ = =

Отклонение от принятого ранее передаточного числа (2.45):

∆ U = =

что находится в пределах допустимого [∆ U ] = .

19. Геометрические размеры колес.

Делительный диаметр шестерни:

d ₁ = т_ст · Z ₁ =

Делительный диаметр колеса:

d ₂ = т_ст · Z ₂ =

Межосевое расстояние:

а_{w ст} = =

Диаметр вершин зубьев шестерни:

d_{a 1} = d ₁ + 2 m_ст =

Диаметр вершин зубьев колеса:

d_{a 2} = d ₂ + 2 m_ст =

Диаметр впадин зубьев шестерни:

d_{f 1} = d ₁ – 2,5 m_ст =

Диаметр впадин зубьев колеса:

d_{f 2} = d ₂ – 2,5 m_ст =

20. Проверочный расчет на контактную прочность (2.46):

σ _Н = МПа

σ _Н =

Отклонение от [σ] _Н:

∆σ = =

при допускаемом отклонении –5% < [∆σ] < 15%.

Условие прочности выполняется.

21. Проверка зубьев на изгиб.

Эквивалентное время работы передачи в сутки при расчете на изгиб (2.48):

t_FЕ = t + t ′ =

22. Эквивалентное время работы передачи в течение всего срока службы (2.49):

Т_FЕ = t_FЕ ∙ д ∙ L =

23. Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса (2.50):

N_{FЕ 2} = 60 ∙ п ₂ ∙ Т_FЕ =

Таким образом, передача работает при постоянной нагрузке, т.к.

N_{FE 2} > N_{FG 2} и

24. Допускаемые напряжения изгиба [σ] _F.

Предел изгибной выносливости для зубьев шестерни (2.52):

σ _{F lim 1} = 1,8 НВ ₁ =

Предел изгибной выносливости для зубьев колеса (2.52):

σ _{F lim 2} = 1,8НВ₂ =

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни (2.51):

[σ] _{F 1} = =

Допускаемые напряжения изгиба для колеса (2.51):

[σ] _{F 2} = =

где коэффициент безопасности S_F =, а коэффициент режима работы для нереверсивной передачи Y_А =.

25. Окружное усилие на колесе:

F_{t 2} = =

28. Коэффициент формы зубьев при расчете на изгиб по местным напряжениям Y_FS для прямозубых передач определяют в зависимости от Z из таблицы 10:

Y_{FS 1} = (при Z ₁ =);

Y_{FS 2} = (при Z ₂ =).

29. Напряжения изгиба зубьев для прямозубых передач.

Расчет на изгиб производится для той зубчатки, у которой отношение меньше.

Для шестерни: =

Для колеса: =

Для колеса это отношение меньше, поэтому расчет ведем по зубу колеса (2.53).

σ_F2 = ≤ [σ]_F2 МПа.

Коэффициент нагрузки при расчете на изгиб (2.56):

K_F = K_{F β} · K_FV · K_{F α}=

Значение K_{F β} выбираем из таблицы 11 в зависимости от коэффициента ширины шестерни относительно диаметра :

= (см. п. 13);

K_{F β} =

Значение K_FV выбираем из таблицы 12 для передач с НВ < 350 в зависимости от степени точности и окружной скорости:

V = =

При 8-й степени точности K_FV = 1,1.

Значение K_{F α} выбираем из таблицы 13:

K_{F α} =

Тогда K_F =

Напряжение изгиба для зубьев колеса:

σ _{F 2} =

Поскольку σ _{F 2} = < [σ] _{F 2}=, то условие прочности выполняется.

30. Расчет на кратковременные перегрузки.

• По контактным напряжениям

Максимальное допускаемое контактное напряжение при пусковой перегрузке (2.61):

[σ] _{Н mах2} = 2,8 ∙ σ_т =

где σ_т = – для материала колеса.

Максимальное контактное напряжение, возникающее во время пуска (2.60):

σ _{Н mах2} = σ _{Н 2} ∙ =

Поскольку σ _{Н max2} = < [σ] _{Н mах2} =, то условие прочности выполняется.

• По напряжениям изгиба

Максимальное допускаемое напряжение изгиба при пусковой перегрузке (2.63):

[σ] _{F mах 2} = 2,74 ∙ НВ ₂ =

Максимальное напряжение изгиба, возникающее во время пуска (2.62):

σ _{F mах 2} = σ _{F 2} ∙ =

Поскольку σ _{F max2} = < [σ] _{F mах2} =, то условие прочности выполняется.

Отношение берется из циклограммы нагрузки в задании.

Дата добавления: 2015-08-28