имо передавальне відношення ланцюгової передачі:
Uцеп=Uф/uред=78/20=3,9
Визначимо дійсні числа обертів валів приводу.
введемо нумерацію валів приводу:
вал 1 - вхідний вал редуктора;
вал 2 - проміжний вал редуктора;
вал 3 - вихідний вал редуктора;
вал 4 - приводний вал конвеєра.
Тоді отримаємо:
n1=nдв=727 об/хв
n2=n1/UБ=727/5=145,4 об/хв
n3=n2/Uт=145,4/4=36,35 об/хв
n4=n3/Uцеп=36,35/3,9=9,3 об/хв
Визначимо крутний момент на валах приводу:
Крутний момент на двигуні:
дв=9550=9550 * 8,8/727=115,6 Нм.
Крутний момент на вхідному валу редуктора:
1=tдв *? муф *? підшитий=115,6 * 0,98 * 0,99=112,2 Нм.
Крутний момент на проміжному валу редуктора:
2=T1 * UБ *? цил *? підшитий=112,2 * 5 * 0,97 * 0,99=538,7 Нм.
Крутний момент на вихідному валу редуктора:
3=T2 * UT *? цил *? підшитий=538,7 * 4 * 0,97 * 0,99=2069,25 Нм.
Крутний момент на приводному валу конвеєра:
4=T3 * Uцеп *? ціп=2069,25 * 3,9 * 0,95=7666,6 Нм.
4. Розрахунок передач редуктора
. 1 Розрахунок тихохідної зубчастої передачі
Вибираємо матеріал колеса і шестерні сталь 40Х з поліпшенням.
Твердість шестірні 280 НВ, твердість колеса 270 HB [1, стор.11].
Визначимо допустимі контактні напруги для шестерні і для колеса по загальній залежності [1, стор.12]:
[? ] H =? HlimZNZRZV/SH
де? Hlim - межа контактної витривалості [1, стор.12];
для шестерні? Hlim1=2HB1 + 70=2 * 280 + 70=630 МПа.
для колеса? Hlim2=2HB2 + 70=2 * 270 + 70=610 МПа.
Число циклів, відповідних перегину кривої втоми [1, стр.13]:
для шестерні NHG1=30 (HB1) 2,4=30 * 2802,4=2,24 · 107.
для колеса NHG2=30 (HB2) 2,4=30 * 2702,4=2,05 · 107.
Дійсні числа циклів зміни напруг [1, стр.13]:
Для колеса:
N2=60 · n2 · Lh
Де n2=36,35 об/хв - частота обертання колеса.
Lh - час роботи передачі:
Lh=L? 365Kгод? 24Kсут=5 * 365 * 0,6 * 24 * 0,29=7621,2 ч.
Тоді
N2=60 * 36,35 * 7621,2=1,66 · 107.
Для шестірні:
1=N2 · U=1,66 * 108 * 4=6,64 · 107.
Визначимо еквівалентне число циклів для шестерні і колеса за формулою:
=? HN
де коефіцієнт? H визначається згідно циклограмме вантаження:
? H=() 3?=1,03 * 0,2 + 0,753 * 0,6 + 0,33 * 0,2=0,459
Тоді
NHE1=0,459 * 6,64? 107=3,05? 107
NHE2=0,459 * 1,66? 107=0,76? 107
Коефіцієнт довговічності ZN визначимо за формулою [1, стр.13]:
для шестірні: ZN1===0,985
для колеса: ZN2===1,051
Коефіцієнт шорсткості ZR приймаємо: ZR=1 (для шліфованих зубів)
Коефіцієнт ZV враховує вплив окружної швидкості:
для передач працюють при малих окружних швидкостях (v lt; 5м/с) ZV=1
Мінімальні значення коефіцієнта запасу міцності SH=1,1 для зубчастих коліс з поліпшенням [1, стр.13].
Тоді визначимо:
для шестірні: [? 1] H=630 * 0,985 * 1 * 1/1,1=564,1 МПа.
для колеса: [? 2] H=610 * 1,051 * 1 * 1/1,1=582,8 МПа.
Для подальших розрахунків будемо користуватися величиною:
[?] H=[? 1] H=564,1 МПа.
Визначимо допустимі напруження згину для шестерні і колеса по загальної залежності [1, стр.14]:
[?] F =? FlimYNYRYA/SF
де? Flim - межа витривалості на вигин [1, стр.14]:
для шестерні? Flim1=1,75HB1=1,75 * 280=490 МПа.
для колеса? Flim2=1,75HB2=1,75 * 270=472,5 МПа.
Кількість циклів, відповідних перегину кривої втоми приймаємо:
NFlim=4 · 106.
Визначимо еквівалентне число циклів для шестерні і колеса за формулою:
=? FN
де коефіцієнт? F визначається згідно циклограмме навантаження [1, стор.15]:
? F=() 6?=1,06 * 0,2 + 0,756 * 0,6 + 0,36 * 0,2=0,307
Тоді
NFE1=0,307 * 6,64 · 107=2,038 · 107
NFE2=0,307 * 1,66 · 107=0,51 · 107
Так як NFE1 gt; NFlim і NFE2 gt; NFlim, то YN=1
Коефіцієнт шорсткості YR для шліфованих зубів згідно [1, стор.15] приймаємо:
YR=1
Коефіцієнт YA ...
