Вариант 4.5

Кинематическая схема привода.

Спроектировать привод к цепному конвейеру по схеме с графиком нагрузки, данным на рисунке. Окружное усилие на тяговых звёздочках Ft = 34кН, окружная скорость тяговых звёздочек v = 0,5 м/с, шаг тяговой цепи t = 125 мм и число зубьев тяговой звёздочки z = 7.

1.Расчёт привода общего назначения.

1.1. Требуемая мощность электродвигателя для привода:

, (4.1)

где - мощность электродвигателя, Вт

, (4.2)

где - мощность на звёздочках, Вт

- окружная скорость тяговых звёздочек, м/с

- величина потерь в кинематической цепи привода,

, (4.3)

где _м – КПД муфты

_п– КПД, учитывающий потери в паре подшипников,

_з – КПД зубчатой цилиндрической передачи,

_зв – КПД звёздочки

_п = 0,98;

_м = 0,99;

_зв = 0,98;

_з = 0,96;

1.2 Выбор двигателя.

По полученным данным выбираем асинхронный трехфазный двигатель серии 4А200LA2У3, у которого N_ДВ=45кВт, d_вых=55мм, синхронная частота вращения ,.

Проверяем соблюдение требование графика нагрузки и характеристики двигателя. По графику нагрузки . По характеристике двигателя 4А200LA2У3 (с.7) /2/

Условие <выполняется.

Асинхронная частота вращения вала электродвигателя с учетом скольжения при номинальной нагрузке (об/мин):

(4.7)

где n- синхронная частота вращения вала электродвигателя, (об/мин)

S – скольжение, при номинальной нагрузке, (с.1) /2/

1.3. Рассчитаем передаточное число привода:

(4.8)

Принимаем:

u₁=4 ,закрытая зубчатая передача, с цилиндрическими колесами (косозубыми)

u₂=3 , закрытая зубчатая передача, с цилиндрическими колесами (прямозубыми)

u₁=3,03 ,ременная передача

1.4. Угловые скорости и частоты вращения на валах:

1.5. Мощности на валах:

Для всех валов привода:

1.6. Крутящие моменты на валах:

2. Расчет передач привода

2.1. Расчет зубчатых передач.

Расчет зубчатых передач, выполняемый по ГОСТ 21354-87, сводится к определения геометрических параметров зубчатых колес. В зависимости от вида зубчатых передач проектировочным расчетом на контактную прочность для закрытых передач и изгибную прочность для открытых передач предварительно определяются основные размеры. Затем полученные размеры подтверждаются или уточняются проверочными расчетами на контактную и изгибную прочность для закрытых передач и изгибную прочность для открытых передач.

2.2. Выбор материала зубчатых колес.

По таблице 2.2. (с.6) /2/ принимаем рекомендуемые пару сталей: для шестерни и для колеса.

Принимаем для шестерни быстроходного вала Сталь45 (улучшение) со следующими механическими свойствами:

Предел прочности:

Предел текучести:

Твердость: 230НВ

Принимаем для колеса быстроходного вала Сталь45 (нормализация) со следующими механическими свойствами:

Предел прочности:

Предел текучести:

Твердость: 200НВ

2.3. Контактные напряжения (для шестерни)

Допускаемые контактные напряжения определяются раздельно для шестерни и для колеса по формуле:

(3.1)

где - базовый предел контактной прочности поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов

(с8) /2/

- твердость зубьев,

- коэффициент безопасности,

- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения передачи:

- базовсло циклов нагружения;

- эквивалентное число циклов перемены напряжений. Для ступенчатой циклограммы нагружения:

(3.3)

где T=T₁ – максимальный момент, передаваемый рассчитываемым колесом в течении времени , Нм

T₂ – момент, действующий в течении часов,

С – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым, С=1,0;

- частота вращения зубчатого колеса, об/мин

- число часов работы передачи за расчетный срок службы, час

(3.4)

где и- коэффициенты использования передачи в году и суток

- срок службы, годы

принимаем (лимитирует колесо)

Расчётное допускаемое контактное напряжение