, ,	H .
H				,
	,

Для клиновых ремней рабочий ресурс H ч. для легкого режима нагружения, т. е. условие выполняется.

5.2. Расчет передач в приводе с одноступенчатым коническим редуктором и цепной передачей

5.2.1. Условия расчета

На рис. 5.2 представлена схема привода. Требуется спроектировать привод к ленточному транспортеру. Привод состоит из электродвигателя (1), одноступенчатого конического редуктора (3), цепной передачи (4) (цепь роликовая), ленточного конвейера (5) и муфты

(2).

Рис. 5.2.

Исходные данные: тяговое усилие на ленте конвейера Fл кН,

скорость ленты л мс, диаметр барабана Dб м. Редуктор

нереверсивный, работа односменная, длительная, валы на подшипниках качения.

5.2.2. Кинематический расчет Выбор электродвигателя

106

По табл. 3.2 принимаем КПД цепной передачи , , пары конических зубчатых колес , ; коэффициент, учитывающий

потери пары подшипников качения в степени, равной числу пар подшипников , .

Общий КПД привода:

, , , , .

Мощность на валу барабана:

Pб Fл л кВт.

Требуемая мощность электродвигателя:

P			Pвых				, кВт.
эл(р)					,
Угловая скорость барабана:
	л с-1;
	б		Dб		,
n	б			, мин-1.
б(вых)					,

Для окончательного выбора электродвигателя необходимо определить возможное передаточное отношение, которое может быть реализовано данным приводом. Для этого используем табл. 3.1 и принимаем для конических колес u , , для цепной передачи u , .

Общее передаточное число:

u u u , , .

Ориентировочная частота вращения вала электродвигателя:

nэл nвых u , мин-1.

По требуемой мощности и частоте вращения вала по табл. П.2 выбираем двигатель марки АИР 132S6 с мощностью 5,5 кВт и скоростью nэл мин-1.

Угловая скорость:

107

	эл	nэл	, , с-1.
		30

Передаточное отношение привода:

u nэл .

nвых ,

Принимаем передаточные отношения передачи коническими колесами u , и для цепной передачи u , .

Угловая скорость и частота вращения валов:

, с-1;

эл

n n

эл

960 мин-1;

,

, с-1;

u

n

n

мин

-1

;

u

з(б) , с-1; u ,

nз(б) n мин-1. u ,

Небольшое несовпадение скорости nз(б) с ранее рассчитанной

происходит из-за округления передаточного числа, в дальнейших расчетах принимаем последнее значение скорости.

Вращающие моменты на валу электродвигателя (входном валу привода):

	Pэл(р)			,
T					, Нм;
				,

Вращающие моменты на валу колеса (выходной вал редуктора):

108

T T u , , , Нм;

на валу ведомой звездочки цепи:

T T u , , , , Нм.

5.2.3. Расчет зубчатой конической передачи

Выбор материала и определение допускаемых напряжений

Передача выполнена коническими прямозубыми колесами, поэтому допускаемые напряжения определяем для колеса и шестерни и находим расчетное напряжение.

Выбираем материал зубчатых колес: сталь 45 – улучшение, с твердостью НВ 235÷262 для колеса и с НВ 269÷302 для шестерни.

Допускаемые напряжения:

H H lim Z N .

SH

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов для выбранного материала (табл. 3.5) колеса:

H lim НВ ср МПа.

шестерни:

H lim НВ ср МПа.

Коэффициент долговечности при длительной эксплуатации редук-

тора:

,

Z N

N HO

, ,

Nк

где

NHO ,

по

табл.

3.6;

N

к

n L

( ) .

h

Так как значение Nк NHO ,

принимаем ZN .

Коэффициент безопасности при поверхностной закалке SH = 1,1. Находим допускаемые напряжения колеса:

109

Н2 , МПа;,

шестерни:

Н1 641 1 , МПа.

1,1

Для конических колес расчетное допускаемое контактное напряжение:

Н , Н1 Н2 , , , , МПа.

Внешний делительный диаметр колеса:

T KH u

,

,

de Kd

, bR

bR

,

,

H

, ,

e

e

, ,

где коэффициент KH , при консольном расположении шестер-

ни, коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию bRe , (рекомендация ГОСТ 12289-76).

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значе-

ние de мм.

Число зубьев шестерни принимаем из рекомендации z . Число зубьев колеса z z u .

Фактическое передаточное отношение:

u z . z

Внешний окружной модуль:

me de , , мм. z

Округление модуля до стандартного значения для конических колес не обязательно.

110

Уточняем значение

de me z , , мм.

Отклонение от стандартного значения de составляет

, , %,что приемлемо, так как менее допускаемых 2

,

%.

Углы делительных конусов:

ctg 1 u ; ;

.

Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b:

Re , me z z , , , , мм;

b be Re , , , мм.

Принимаем длину зуба из нормального ряда размеров (табл.

П.1) b мм.

Внешний делительный диаметр шестерни:

de me z , , мм.

Средний делительный диаметр шестерни:

dm Re , b sin , , sin , мм.

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):

dae de me cos , , cos , мм;

dae de me cos , , cos , мм.

Средний окружной модуль:

mm dm , , мм. z

111

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:

				b			, .
		bd		dm		,

Средняя окружная скорость колес:

	d	m		, ,		, м с.

По определенной скорости выбираем седьмую степень точности, расчеты же ведем на одну степень точности ниже, т. е., по восьмой степени точности.

Проверка конических колес по контактным напряжениям

Уточняем коэффициент нагрузки:

K

H

K

H

K

K

H

, , , , .

H

Значения коэффициентов принимаем по таблицам или из следу-

ющих рекомендаций:

KH ,

– табл. 3.10 для коэффициента

bd , ;

KH , – табл. 3.8

(передача прямозубая); KH , .

Проверяем контактные напряжения:

T K

u

H

H

R , b

b u

e

,

,

, H .

, ,

Силы в зацеплении

Окружная сила

		T		,
	Ft				Н;
		dm		,

радиальная сила на шестерне равна осевой силе на колесе

112

Fr Fa Ft tg cos 1 tg20 cos , Н;

осевая для шестерни равна радиальной силе на колесе

Fa Fr Ft tg sin 1 tg20 sin , Н.

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

F Ft KF YF ,

b mm

где коэффициент нагрузки равен KF KF KF , , , ; KF , для консольного расположения шестерни по табл. 3.11 и

значения bd , ;

KF , (табл. 3.12).

Значения коэффициента формы зуба YF выбираем в зависимости

от эквивалентного числа зубьев шестерни:

z

z

, ;

cos

cos

колеса

z

z

.

cos

cos

Принимаем YF , и YF , (см. п. 3.2.2.7).

Допускаемые напряжения изгиба:

шестерни

F

F lim YN

, , МПа;

SF

,

колеса

F

F lim YN

, , МПа.

SF

,

Находим отношение

113