Механический привод конвейера

а = атт + 0,5(lp - lmin) = 500 + 0,5(2500 - 2064) = 718 мм.

Определим угол охвата ведущего шкива ремнем:

Определим линейную скорость

,

где пд = 2931 об/мин - асинхронная частота вращения электродвигателя.

Долговечность ремня косвенно оценивают через число пробегов:

Полезная окружная сила

где Тэ = 29,93 - крутящий момент на валу привода электродвигателя.

Требуемое число ремней определяется из соотношения

,

где - номинальная мощность электродвигателя;

Ро - мощность кВт, передаваемая одним ремнем длиной l0 при стандартных условиях работы в зависимости от скорости ремня v и диаметра ведущего шкива d1. По скорости v = 20,7м/с приближенно определяем Ро = 3,83 кВт;

Ср = 1 - коэффициент нагрузки, определяется в зависимости от Ктах;

CL — коэффициент длины ремня, определяется:

где l0 = 2240 мм - сечение ремня;

Са - коэффициент, учитывающий угол охвата ведущего шкива ремнем, определяется как

= 1-0,15-()=0,924,

Ci 1,16 — коэффициент, учитывающий передаточное число ременной передачи, указан в зависимости от ир;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями (т.к. все ремни одинакового размера быть не могут, даже если выбран один тип). Но т.к. оно еще не известно, подсчитаем Z без учета Cz:

Округляем до большего целого Z = 4. Этому значению соответствует Сz = 0,9.

Пересчитаем теперь число ремней с учетом этого коэффициента:

Округляем до большего целого Z = 4.

Определяем силу предварительного натяжения ремня:

Рассчитаем силу давления на валы (рис. 2.2).

3. РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

3.1. Выбор материалов, термообработки и допускаемых

напряжений

Зубчатые колеса редукторов в основном изготавливают из сталей, подвергнутых термическому или химико-термическому упрочнению. Вид термообработки выбирается в зависимости от номинальной нагрузки на барабан Tб. Для нашего случая целесообразно как вид термообработки использовать закалка ТВЧ.

Выбираем марку стали 40Х и назначаем твёрдость по Бринеллю 460 (НВ):

Определяем допускаемые контактные напряжения.

где SH = 1,2 - коэффициент запаса прочности;

базовый предел контактной выносливости.

КHL - коэффициент долговечности, определяется как

здесь - базовое число циклов длительного предела контактной выносливости, определяется из графика.

NHE — фактическая длина цикла, определяется по формуле:

п1 = 800 об/мин - частота вращения ведущего вала;

L = 18 тыс. ч. - срок службы редуктора;

l1 - 0,6, l2 = 0,2, l3 = 0,1 - относительная продолжительность нагрузки;

Ктак =1,12 - перегрузка;

- относительные величины нагрузок;

=0,005.

Тогда

Так как NHO < NHE, то принимаем KHL = 1.

Отсюда .

Определяем допускаемые контактные напряжения:

Определяем допускаемые напряжения изгиба:

- частота вращения ведущего вала;

L = 18 тыс. ч. — срок службы редуктора;

l = 0,6, l2 = 0,2, l3 = 0,1 - относительная продолжительность нагрузки;

Кmax = 1,12 - перегрузка;

относительные величины нагрузок;

lmах = 0,005.

Тогда NFE =60·800·18000·(l,129·0,005 + 19·0,6 + 0,69·0,2 + 0,49·0,l)= 5.327·108

Принимаем KFL = 1, т. к. NFG NFE .

Отсюда

3.2 Проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи

Определяем межцентровое расстояние

Ка = 430 для косозубых передач;

T2 - крутящий момент на колесе;

= 787,5 МПа- допускаемые контактные напряжения,

=5

= 0,3 для косозубых колес

По графику находим = 1.1

Принимаем aw = 140 мм

Назначаем модуль зацепления тп = 4

Назначаем угол наклона зубьев = 15

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Округляем: 69

Уточняем угол наклона: ,;

 Скачать реферат