1. Техническое задание.

1. Мощность рабочей машины. кВт 3,65

2. Угловая скорость выходного вала

Привода.1/с 20,5

3.Ресурс работы редуктора. часов 15000

1.Кинематическая схема привода.

Рисунок 1. Кинематическая схема привода ленточного транспортера.

2.Эскизный проект

2.1. Выбор двигателя. Кинематический расчёт привода.

2.1. Подбор электродвигателя.

(1)

2.2 Определяем общий КПД привода по формуле:

(2)

где - КПД муфты

- КПД закрытой передача

- КПД открытой передачи

Следовательно,

Условие пригодности электродвигателя: (3)

Значение номинальной мощности выбираем из таблицы К9, [2, стр. 406]

Р_НОМ = 5,5 кВт.

Частота вращения приводного вала конвейера, об/мин:

(4)

Определение передаточного числа привода и его разбивка по ступеням.

Передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности Р_НОМ приводится в таблице 1.

Таблица 1. Диапазон мощностей трехфазных асинхронных двигателей серии А [2, стр. 406]

Тип двигателя	Номинальная мощность, кВт	Номинальная частота вращения, об/мин	Частота вращения приводного вала рабочей машины, об/мин	Передаточное число привода
4A100L2Y3	5,5	2910	195,8	14,9
4A112M4Y3	5,5	1450	195,8	7,4
4A132S6Y3	5,5	950	195,8	4,8
4A132M80Y3	5,5	710	195,8	3,6

Наиболее предпочтительным является двигатель 4A112M4Y3 c пара- метрами: номинальная мощность Р_НОМ = 5,5 кВт, номинальная частота вращения n_НОМ = 1450 об/мин, диаметр выходного вала d₁ = 24 мм [2. стр. 407, табл.К9, К10].

Определение кинематических и силовых параметров привода.

Мощность электродвигателя, кВт:

Мощность на быстроходном валу редуктора, кВт:

(6)

Мощность на промежуточном валу редуктора, кВт:

(7)

Частота вращения быстроходного вала редуктора, об/мин: (8)

Частота вращения промежуточного вала редуктора, об/мин:

(9)

Угловая скорость выходного вала электродвигателя, с^-1:

(10)

Угловая скорость быстроходного вала редуктора, с^-1:

(11)

Угловая скорость промежуточного вала редуктора, с^-1:

(12)

Крутящий момент на выходном валу электродвигателя, Н*м:

(13)

Крутящий момент на быстроходном валу редуктора, Н*м:

Крутящий момент на промежуточном валу редуктора, Н*м:

0. 2.2. Выбор материала зубчатой передачи. Определение до пускаемых напряжений.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ₁ назначается больше твердости колеса НВ₂. Разность твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твердости материала не более 350 НВ в передачах с прямыми и непрямыми зубьями составляет НВ_1ср – НВ_2ср=20…50.

Для шестерни выбираем сталь 45 с термической обработкой улучшением до твердости 269…302 НВ

Средняя твердость НВ₁ = 269+302/2=285,5 [2, стр. 53, табл. 3.2]

Предел прочности [2, стр. 53, табл. 3.2]

Предел текучести [2, стр. 53, табл. 3.2]

Предел выносливости [2, стр. 53, табл. 3.2]

Для колеса выбираем сталь 45 с термической обработкой улучшением до твердости 235…262 НВ

Средняя твердость НВ₂ = 235+262/2=366 [2, стр. 53, табл. 3.2]

Предел прочности [2, стр. 53, табл. 3.2]

Предел текучести [2, стр. 53, табл. 3.2]

Предел выносливости [2, стр. 53, табл. 3.2]

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни, Н/мм²

Число циклов перемены напряжений за весь срок службы редуктора:

; (14)

Коэффициент долговечности для зубьев колеса

, т.к.

Допускаемые контактные напряжения для зубьев колеса, Н/мм²:

(15)

Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни, Н/мм².

Допускаемые напряжения при числе циклов перемены напряжений N_НО:

(16)

Коэффициент долговечности для зубьев шестерни

(17)

Для всех сталей N_FO1 = 4*10⁶ циклов, следовательно , т.к. .

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни, Н/мм².

(18)

Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев колеса, Н/мм².

Допускаемые напряжения при числе циклов перемены напряжений N_НО:

(19)

Коэффициент долговечности для зубьев колеса

(20)

Т.к. , то

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев колеса, Н/мм².

(21)

2.3 Расчет конической зубчатой передачи.

Рисунок 2 – Геометрические параметры конической зубчатой передачи.

Определить внешний делительный диаметр колеса, мм:

(22)

где Т₂ = 88,9Н*м (п.2.3)

[]_H2 = 514,3 Н/мм² (п.3.1)

iзп= 2,5 (п.2.2)

К_H=1- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по

ширине зубчатого венца колеса [2, стр. 61]

_Н=1– коэффициент вида конических колес [2, стр. 68]

Следовательно,

Полученное значение внешнего делительного диаметра округляем до большего числа по числовому ряду Ra40, (ГОСТ 2185-66): [2, стр. 326].

Определить углы делительных конусов шестерни и колеса, град.:

для колеса: ₂=arctg i_зп (23)

где i_зп=2,5 (п.2.2)

₂=arctg 2,5 =68,198

для шестерни: ₁= 90^о - ₂ (24)

₁= 90^о - ₂=90⁰-68,198⁰=21,802⁰

Определить внешнее конусное расстояние, мм:

(25)

Определить ширину зубчатого венца колеса, мм:

b=R_e *0,285=30мм

где  - коэффициент ширины венца колеса,

 = 0,285[2, стр. 69]

Полученное значение ширины венца колеса округляем до целого по ряду нормальных линейных размеров Ra20 (ГОСТ 6636-69): b=24мм.

Определить внешний окружной модуль, мм:

(26)

где Т₂ = 88,9 Н*м (п.2.3)

[]_F2 =255.9 Н/мм² (п.3.1)

_F - коэффициент вида конических колес; для колес с круговыми зубьями _F=0.85[2, стр. 69]

К_F - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца колеса;

Для колес с круговыми зубьями К_F=1 [2, стр. 69].

Следовательно,

Определить число зубьев колеса и шестерни:

для колеса: (27)

для шестерни: (28)

где u_КП=2,5 (п.2.2)

Определить фактическое передаточное число и проверить его отклонение от заданного:

(29)

(30)

Определить действительные углы делительных конусов шестерни и колеса, град:

(31)

(32)

Коэффициент смещения инструмента для прямозубых шестерни и колеса:

Х_е1 = 0,22; х_е2 = 0,14

Фактические внешние диаметры шестерни и колеса, мм:

внешний делительный диаметр:

(33)

диаметр вершин зубьев шестерни и колеса:

(34)

диаметр впадин зубьев шестерни и колеса:

(35)

Определить средние делительные диаметры для шестерни и колеса, мм:

для шестерни (36)

для колеса

Определить окружную силу в зацеплении, Н:

(37)

где Т₂ = 88,9 Н*м (п.2.3)

Следовательно,

Определить степень точности передачи в зависимости от окружной скорости колеса, м/с:

(38)

где (п.2.3)

Степень точности передачи:6.

Проверочный расчет конической зубчатой передачи.

Проверить контактные напряжения для зубьев колеса, Н/мм² :

(39)

где, K_Hα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

K_Hα= 1,08 [2, стр. 66].

K_Hβ = 1 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

K_Hυ – коэффициент динамической нагрузки;

K_Hυ= 1,16 [2, стр. 69].

Проверить напряжение изгиба зубьев колеса и шестерни, Н/мм²:

(40)

где ,91 [2, стр. 66].

[2, стр. 72].

[2, стр. 65].

;

Следовательно,

(41)

σ_F2 значительно меньше [σ] _F2, т.к. нагрузочная способность передачи ограничивается контактной прочностью.

Работоспособность передачи обеспечивается.

2.4.Расчет открытой передачи. (Расчет цепной передачи)

Определяем коэффициент эксплуатации:

(42)

где К_Д = 1,2 – коэффициент динамичности нагрузки [2, стр.93, табл. 5.7]

К_С = 0,8 - коэффициент способа смазывания (периодическая смазка цепи) [2, стр.93, табл. 5.7]

К_Θ = 1 – коэффициент положения передачи в пространстве (передача горизонтальная) [2, стр.93, табл. 5.7]

К_РЕГ = 0,8 – коэффициент регулировки межосевого расстояния (регулировка передвигающимися опорами) [2, стр.93, табл. 5.7]

К_Р = 1,25 - коэффициент режима работы (двухсменный режим работы) [2, стр.93, табл. 5.7]

Определяем минимальное число зубьев на ведущей звездочке:

(43) где i_оп = 2,9(п. 2.1)

Выбор допускаемого давления в шарнирах цепи в соответствие с частотой вращения ведущей звездочки, Н/мм²:

Расчетный шаг цепи, мм:

(44) где ν – число рядов цепи,

Для цепей типа ПР ν = 1.

(45)

Принимаем стандартное значение шага цепи: р = 15,758 мм

Стандартная цепь ПР-25,4-6000 ГОСТ 13568-75.[2, стр.441, табл. К.32]

Число зубьев ведомой звездочки:

(46)

Принимаем .[2, стр.94]

Число звеньев цепи:

(47)

Уточняем межосевое расстояние в шагах:

(48)

Фактическое межосевое расстояние, мм:

(49)

Длина цепи, мм:

(50)

Фактическая скорость движения цепи, м/с:

(51)

Окружная сила, передаваемая цепью, Н:

(52)

Предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви, Н:

где К_f = 6 - для горизонтальных передач,

q = 0,8 кг – масса 1 пог.м цепи,

а = 630,3м – межосевое расстояние цепной передачи,

g = 9,81 м/с²

Сила давления цепи на вал, Н: