Для тихоходного вала редуктора (колесо)
n3=n2/ир, (1.13)
где n3 - частота вращения колеса об/мин.
n3= 321/3,55=90,5 об/мин
, (1.14)
где - угловая скорость колеса, рад/с;
=9,3 рад/с
Для ленточного конвейера (барабан)
nб=n3;
.
n3=90,5 об/мин
ω3=9,3 рад/с
1.10. Вращающие моменты на валах привода
Вращающий момент на валу двигателя (он же ведущий вал клиноременной передачи)
, (1.15)
где Тдв – вращающий момент на ведущем валу, Н·м;
Ртр – требуемая мощность электродвигателя;
- угловая скорость, рад/с.
=50,67 Н·м
Вращающий момент на быстроходном валу редуктора (он же ведомый вал клиноременной передачи)
Т1=Тдв·Ир.п·, (1.16)
где Т1- вращающий момент на ведомом валу, Н·м;
Ир.п – передаточное число клиноременной передачи;
- КПД ременной передачи с учетом потерь в подшипниках.
Т1= 50,67·2,24·0,97·0,99=108,9 Н·м
Вращающий момент на тихоходном валу редуктора
Т2= Т1·Ир.·, (1.17)
где Т2 – вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н·м;
Т1 – вращающий момент быстроходного вала редуктора, Н·м;
Ир. – передаточное число редуктора;
- КПД зубчатой передачи с учетом потерь в подшипниках.
Т2= 108,9·3,55·0,96·0,99=367,42 Н·м
Для вала барабана ленточного конвейера
Т3= Т2 · , (1.18)
где Т3 – вращающий момент ленточного конвейера, Н·м;
Т2 – вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н·м;
- коэффициент потерь в муфте.
Т3= 367,42·0,98=360 Н·м
2. Расчет клиноременной передачи привода
Из кинематического и силового расчета выписываем данные для расчета
Т1=Тдв,
где Т1 – вращающий момент ведущего вала клиноременной передачи
Ир.п.=i/iр.п.,
nдв=n-s.
Т1=Тдв =108,9Н·м;
Ир.п.=2,24;
nдв=719,25 об/мин
2.1. Выбор сечения ремня по номограмме по и nдв=n-s
Ртр=3,75 кН
nдв=719,25 об/мин
Выбираю ремень сечения Б
2.2. Диаметр меньшего шкива
, (2.1)
где d1 – диаметр меньшего шкива, мм;
Т1 – вращающий момент ведущего вала клиноременной передачи Н·м.
=124÷179 мм
Принимаю d1min=125 мм
2.3. Диаметр большого шкива
d2=d1·Ир.п.(1-ε), (2.2)
где d2 – диаметр большого шкива, мм;
Ир.п. – передаточное число клиноременной передачи;
ε =0,015 – скольжение ремня для передач с регулируемым натяжением.
d2=125·2,24· (1-0,015)=275,8 мм
Подбираю диаметр шкива (мм) из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73
d2=280 мм
2.4. Уточнение передаточного отношения
, (2.3)
=2,274
Отклонение действительного передаточного числа от ранее заданного составляет < 3%, (2.4)
где ΔИ – отклонение действительного передаточного числа;
Иф- фактическое передаточное число;
И – передаточное число клиноременной передачи, с формулы (1.10).
=1,5%< 3%
2.5. Ориентировочное значение межосевого расстояния
, (2.5)
где Т0 – высота сечения ремня, мм (таблица 2,2);
аmin – межосевое расстояние минимальное, мм;
d1 – диаметр меньшего шкива, мм;
d2 – диаметр большого шкива, мм.
=233,25 мм
(2.6)
где аmax – максимальное межосевое
расстояние, мм;
d1 – диаметр меньшего шкива, мм;
d2 – диаметр большего шкива, мм.
Примечание ар - среднее между аmax и аmin.
ар=( аmin+ аmax )/2=521,625 мм
где L – длина ремня, мм;
ар – межосевое расстояние, мм;
d1 – диаметр меньшего шкива, мм;
d2 – диаметр большего шкива, мм.
=1690,6 мм
Принимаю длину ремня согласно стандартному ряду по ГОСТ 1284,1-80
L=1600 мм
2.7. Уточнение межосевого расстояния
, (2.8)
где W=0,5π(d1+d2), мм; (2.9)
y=(d1-d2)2, мм; (2.10)
W=0,5*3,14(125+280)=635,85 мм;
y=(125-280)2=24025 мм2.
=
=475,763 мм
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L =16 мм– для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L=40 мм для увеличения натяжных ремней.
2.8. Определение угла обхвата меньшего шкива
, (2.11)
где α1 – угол обхвата меньшего шкива;
d1 – диаметр меньшего шкива, мм;
d2 – диаметр большего шкива, мм;
ар – межосевое расстояние, мм.
=161,43º
2.9. Определение необходимого числа ремней
, (2.12)
где Р - требуемая мощность электродвигателя, кВт;
Р0 – мощность допускаемая для передачи одним ремнем, кВт ;
СL – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня;
Ср – коэффициент режима работы;
Сα – коэффициент угла обхвата;
Сz – коэффициент учитывающий число ремней в передачи
=3,04
Принимаю число ремней Z=3
2.10. Определение натяжения ветви ремня
(2.13)
где Р – из формулы 1.3
F0 – натяжение ветви ремня, Н;
θ - коэффициент, учитывающий центробежную силу, (Н·с2)/м2
θ=0,18.
Расчетная скорость ремня
(2.14)
где υ – скорость ремня, м/с;
d1 – диаметр меньшего шкива, м;
ω1 – угловая скорость ведущего вала, рад/с формула (1.7).
=4,625 м/с
=226,32 Н
2.11. Определение силы, действующей на валы
, (2.15)
где Fв – сила действующая на валы, Н;
F0 – натяжение ветви ремня, Н;
Z – число ремней;
α1 – угол обхвата меньшего шкива.
=1340,13 Н
2.12. Ширина обода шкивов передачи по ГОСТ20889-80
, (2.16)
где В – ширина обода шкива, мм;
Z – число ремней.
=
=63 мм
Принимаю шкивы клиноременной передачи из СЧ15
3. Расчет зубчатых колес редуктора
Так как в задании на проектирование нет особых требований в отношении габаритов передачи выбор материала произвожу со средним механическими характеристиками.
Принимаю материал Сталь 45 с улучшением. Для колеса HB=200, для шестерни HB=230
3.1. Допускаемое контактное напряжение
, (3.1)
где - допускаемое контактное напряжение МПа;
GHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;
КНL – коэффициент долговечности;
- коэффициент безопасности.
GHlimb=2НВ+70, (3.2)
Для шестерни
, (3.3)
где - допускаемое контактное напряжение МПа;
НВ – твердость шестерни;
-коэффициент безопасности;
КНL – коэффициент долговечности.
=481 МПа
Для колеса
, (3.4)
где - допускаемое контактное напряжение МПа;
НВ2 – твердость шестерни;
-коэффициент безопасности;
КНL – коэффициент долговечности.
=427 МПа
Расчетное допускаемое напряжение
, (3.5)
Требуемое условие
=408,6 МПа
3.2. Определение межосевого расстояния
, (3.6)
где - межосевое расстояние, мм;
Ка =43;
ир – передаточное число редуктора (из стандарт. ряда);
Т2 – вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н·м;
Кнв – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца колеса;
ψва – коэффициент ширины венца,
Принимаю ψва=0,25 по ГОСТ2185-66;
Кнв=1,2.
=184,47мм
3.3. Определение нормального модуля зацепления
mn=(0.01-0.02)· , (3.7)
где mn – нормальный модуль зацепления, мм;
- межосевое расстояние, мм (из формулы 3.6).
mn=(0,01-0,02)·184,47=1,847-3,5894 мм.
Принимаю межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 аω=180мм
Принимаю mn=3,5 мм
3.4. Определение числа зубьев шестерни и колеса
Предварительно принимаю угол наклона зубьев β=10°
, (3.8)
=21,2
Принимаю число зубьев шестерни z1=20
z2= z1 ·up, (3.9)
z2= 20 ·3,55=71
Уточнение значения угла наклона зубьев.
, (3.10)
где cosβ – угол наклона зубьев, мм;
z1, z2 – число зубьев;
mn – нормальный модуль зацепления, мм;
- межосевое расстояние, мм.
=0,884
3.5. Основные размеры шестерни и колеса
Диаметры делительные
(3.11)
где d1-делительный диаметр шестерни, мм.
=79 мм
(3.12)
где d2 – делительный диаметр колеса, мм.
=281мм
Проверка ==180 мм (3.13)
Диаметры вершин зубьев
dа1 = d1+2· mn, (3.14)
где dа1 – диаметр вершин зубьев шестерни, мм.
dа1 =71+2·3,5=78 мм
dа2 = d2+2· mn, (3.15)
где dа2 - диаметр вершин зубьев шестерни, мм.
