Наименование параметра	Обозначение	Величина
Тяговая сила цепи	F
Скорость грузовой цепи	v
Шаг грузовой цепи	p
Число зубьев звездочки	z
Допускаемое отклонение грузовой цепи	δ
Срок службы привода

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

По табл. 1.1 (Шейнблит А.Е., стр.42) примем следующие значения КПД:

- для закрытой конической передачи: = 0,97

- для открытой зубчатой передачи: = 0,95

-коэффициент, учитывающий потери на трение в опорах трех валов: = 0,99 ³

Общее КПД привода:

= = 0,95 ·0,97 ·0,99 ³ =0,8941

Требуемая мощность электродвигателя:

кВт

В таблице П1 по требуемой мощности выбираем электродвигатель 4А112МВ6, с синхронной частотой вращения = 1000 об/мин, с параметрами: = 4 кВт, = 5,1 %

Находим диаметр: D= мм.

Угловая скорость конвейера на выходном валу рабочей машины:

рад/с

Частота вращения конвейера:

об/мин

Номинальная частота вращения с учётом скольжения

об/мин

Угловая скорость электродвигателя:

рад/с.

Передаточное отношение редуктора выбирает из стандартного ряда:

= 3,15

Общее передаточное отношение:

= = = 15,96

Определяем передаточное число открытой передачи:

= = 5,06

Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу:

Вал двигателя	= = 949 об/мин	= 99,3 рад/c
Быстроходный вал	= = = 301,26 об/мин	= = = 31,5 рад/c
Тихоходный вал	59,42 об/мин	= 6,22 рад/c

Вращающие моменты:

на валу конической шестерни = = = 33,6 Н·м

на валу зубчатого колеса = =33,6·3,15·0,97·0,99 ² = 100,62 Н·м

= =100,62·5,06·0,95·0,97= 469,17 Н·м

Передаточные числа и КПД передач

Передачи	Передаточное число	КПД
1-я открытая зубчатая передача	5,06		0,95
2-я закрытая коническая передача	3,15		0,97

1 Расчёт открытой зубчатой передачи

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (табл. 3.3): для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость HB 230; дляколеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - HB 200.

Допускаемые контактные напряжения:

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов (табл. 3.2):

2HB+70

Коэффициент долговечности:

Коэффициент безопасности:

Для прямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение находим:

0,45

для шестерни МПа

для колеса МПа

Тогда расчетное допускаемое контактное напряңение:

0,45 МПа

Требуемое условие ≤ 1,23 выполнено.

410 ≤ 1,23

Принимаем коэффициент (табл. 3.1)

Принимаем для прямозубых колес коэффициент ширины венөа по меңосевому расстоянию

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

Для прямозубых колес , а передаточное число редуктора U=3,15

мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 мм

Нормальный модуль зацепления: мм

Принимаем по ГОСТ 9563- мм

Определим число зубьев шестерни и колеса:

Принимаем ; тогда

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные мм

мм

Диаметры вершин зубьев:

мм

мм

Ширина колеса: мм

Ширина шестерни: мм

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

м/с

При такой скорости для прямозубых колес следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки:

Из табл. 3.5 при твердости НВ 350 и консольным расположении зубчатых колес относительно опор

По табл. 3.4 при м/с и 8-й степени точности

По табл. 3.6 для прямозубых колес при м/с имеем . Таким образом

Проверка контактных напряжений: МПа

Силы, действующие в зацеплении

окружная

радиальная

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Здесь коэффициент нагрузки По табл. 3.7 при твердости НВ и консольном расположении зубчатых колес относительно опор По табл. 3.8 Таким образом, коэффициент - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев

у шестерни

у колеса

=3,80 и 3,60

Допускаемое напряжение:

По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной при твердости НВ 350

Для шестерни МПа; для колеса МПа

- коэффициент безопасности, где (табл. 3.9), (для поковок и штамповок). Следовательно, .

Допускаемые напряжения:

для шестерни МПа

для колеса МПа

Находим отношения :

для шестерни МПа

для колеса МПа

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты и :

=1

для средних значений коэффициента торцового перекрытия и 8-й степени точности = .

Проверяем прочность зуба колеса:

МПа МПа.

Условие прочности выполнено.