Материал: Расчет и проектирование привода к скребковому конвейеру

Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива [1, см. 5.2, п. 9]

 (2.9)

Условие  ≥ 120° выполняется.

Определим скорость ремня υ [1, см. 5.2, п. 10]

 (2.10)

где  - диаметр ведущего шкива,  = 63 мм;

 - частота вращения ведущего шкива,  = 700 об/мин;

[υ] - допускаемая скорость, для поликлиновых ремней [υ] = 40 м/с [1, см. 5.2, п.10].

Условие

υ ≤ [υ]

выполняется так как υ = 2,31 м/с <[υ] = 40 м/с.

Определить частоту пробегов ремня U[1, см. 5.2, п.11]

= ≤ [U], (2.11)

где  - длина ремня, L = 0,71 м.

[U] = 30  - допускаемая частота пробегов[1, см. 5.2, п.11].

Условие≤ [U]

выполняется, так как U = 2,89

U ≤ [U] условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000…5000 ч.

Определяем допускаемую мощность [], передаваемую одним поликлиновым ремнем с десятью клиньями[1, см. 5.2, п.11]

(2.12)

где -допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним поликлиновым ремнем с десятью клиньями выбирается интерполированием в зависимости от сечения ремня, его скорости v и диаметра ведущего шкива d1; для поликлинового ремня сечения K при диаметре ведущего шкива d1 = 63 мм и= 2,31 м/с рассчитываем  с учетом табличных значений [1, табл. 5.5,с. 89],

 - коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы, учитывая характер нагрузки конвейера и односменный режим работы принимаем [1, табл. 5.2, с. 82],

 =0,9;

 - коэффициент угла обхвата  на меньшем шкиве, при угле обхвата  = 130,6° значение коэффициента  определяем интерполированием с учетом табличных значений [1, табл. 5.2, с. 82],

0,86

 - коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня L к базовой , при расчетной длине ремня L =800 мм и базовой длине ремня  = 710 мм

[1, табл. 5.2, с. 82] отношение L/ = 800/710 = 1,13 , тогда  вычисляем линейным интерполированием с учетом табличных значений [1, табл. 5.2, с. 82],

1,02

=1,02

Определяем требуемое количество клиновых ремней z [1, см. 5.2, п.13]

25,6 (2.13)

Рассчитанное число клиньев z поликлинового ремня сечения K находится в рекомендуемом диапазоне значений z =2..36 [1, см. табл К31].

Принимаем z =26

Определяем силу предварительного натяжения ветви поликлинового ремня [1, см. 5.2, п.14]

где P1 - мощность на валу ведущего шкива, P1 = 1,689 кВт;- скорость ремня , v = 2,31 м/с.

Определяем окружную силу Ft, передаваемую поликлиновым ремнем [1, см. 5.2, п.15]

 (2.15)

Определяем силу натяжения ведущей ветви[1, см. 5.2, п.16]

Определяем силу натяжения ведомой ветви [1, см. 5.2, п.16]

Определяем силу давления ремня на вал [1, см. 5.2, п.17]

где  - угол обхвата ремнем ведущего шкива,

2.2 Проверочный расчет

Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви [1, с.84]

 = + + ≤, (2.19)

где  - допускаемое напряжение растяжения, поликлиновых ремней

 = 10МПа[1, см. 5.1, п.17]

Определяем напряжение растяжения в поликлиновом ремне [1, см. 5.1, п.17]

 =  + =  = 4,6+2,02=6,62 (МПа), (2.20)

Где А - площадь поперечного сечения ремня,

А =0,5b(2H-h)=0,562,4  (24-2,35)=176,28,

где b - ширина ремня, b=zp=262,4=62,4 мм[1, см. табл. К31],шаг ремня, p=2,4 мм [1, см. табл. К31];- высота сечения ремня, H=4 мм [1, см. табл. К31];- высота клина (ребра) с учетом закруглений, h= 2,35 мм [1, см. табл. К31].

Определяем напряжение изгиба  в поликлиновом ремне[1, с.84]

 = = 80  = 5,1(МПа), (2.21)

где- модуль продольной упругости при изгибе, для прорезиненных ремней= 80…100 Н/[1, см. 5.1, п.17]; принимаем  = 80 Н/.

Определяем напряжение от центробежных сил [1, с.85]

 = = 1250  = 0,0067 (МПа), (2.22)

где ρ - плотность материала ремня,

для поликлиновых ремней ρ = 1250..1400 кг/м3, принимаем ρ =1250 кг/м3;

υ - скорость ремня, υ = 2,31 м/с.

Максимальные напряжения в сечении ведущей ветви ремня равны

 = + +  + 0,0067 = 11,73(МПа.

Условие

≤

не выполняется, так как  = 11, 73 МПа > = 10 МПа. Для выполнения условия прочности принимаем число клинье z=36.

Определяем напряжение растяжения в поликлиновом ремне [1, см. 5.1, п.17]

 =  + =  = 4,85 (МПа), (2.20)

где А - площадь поперечного сечения ремня,

А =0,5b(2H-h)=0,586,4  (24-2,35)=244,

где b - ширина ремня, b=zp=362,4=86,4 мм[1, см. табл. К31],шаг ремня, p=2,4 мм [1, см. табл. К31];- высота сечения ремня, H=4 мм [1, см. табл. К31];- высота клина (ребра) с учетом закруглений, h= 2,35 мм [1, см. табл. К31].

Максимальные напряжения в сечении ведущей ветви ремня равны

 = + +  + 0,0067 = 9,957(МПа.

Условие

≤

выполняется, так как  = 9,957МПа < = 10 МПа.

Результаты расчетов сведем в таблицу 2.1

Таблица 2.1 - Параметры поликлиноременной передачи

3. Расчёт закрытой косозубой зубчатой передачи

.1 Расчёт срока службы приводного устройства

Срок службы (ресурс) привода Lh определяется по формуле [1, с.39]=365LгtcLc=365·5·8·1=14600 (ч), (3.1)

где Lг - срок службы привода, Lг=5 лет;- продолжительность смены, tc=8 ч;- число смен, при односменном режиме работы Lc=1.

Из полученного значения Lh следует вычесть примерно 10…25% часов на профилактику, текущий ремонт, нерабочие дни [1, с.29]. Находим срок службы привода, принимая время простоя машинного агрегата 20% ресурса=14600·0,80= 11680(ч)=11,68·103(ч).

Рабочий ресурс привода принимаем Lh=11,68·103 ч.

3.2 Выбор твёрдости, термообработки и материала зубчатых колёс

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твёрдость шестерни HB1 назначается больше твёрдости колеса HB2 [1, c.51].

Разность средних твёрдостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твёрдости материала H≤350HB в передачах с прямыми и непрямыми зубьями составляет HB1cp-HB2cp = 20…50[1, c.54].

Выбираем материал заготовки, термообработку и твёрдость зубчатой пары по рекомендациям[1,табл. 3.1,c.52]. Результаты выбора представим в виде таблицы 3.1.

Таблица 3.1 - Выбор материала, термообработки и твёрдости

Механические характеристики, выбранные по [1, табл. 3.2, с.53], сведём в таблицу 3.2.

Дополнительно рассчитываем значение средних твёрдостей

НВ 1ср = (269+302)/2 = 285,5; (3.2)

НВ2ср = (235+262)/2 = 248,5.

Проверяем разность средних твёрдостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса

НВ1ср - НВ2ср = 285,5-248,5 = 37 ,

что соответствует рекомендуемому диапазону 20…50.

Определяем предельные значения размеров заготовки

шестерни - диаметр Dпред=125 мм [1, табл. 3.2, с 53];

зубчатого колеса Sпред =125 мм [1, табл. 3.2, с 53].

Таблица 3.2 - Механические характеристики материалов зубчатой передачи