1 Энерго-кинематический расчет привода

Мощность, потребляемую конвейером, по ф. стр.5 [1]:

P_p=F_tV,

где F_t– тяговое усилие на колесе, кН;

V – окружная скорость

мин.^-1

P_p=5,10,94=4,7к Вт.

Мощность, потребляемая электродвигателем, по ф. стр.5 [1]:

P_эп=Р_р/,

где  - общий К.П.Д. привода;

=_рп_зп²_м⁵_пп

где _м, _зп,_чп, _м, _пп – КПД соответственно упругой муфты, зубчатой передачи, открытой червячной передачи, муфты компенсирующей и подшипников качения.

=0,990,950,98⁴0,70,99⁴0,98=0,57,

P_эп=Р_р/=4,7/0,57=8,2кВт.

Определим предварительно частоту вращения двигателя:

;

где - частота вращения колеса,

- передаточное число зубчатой косозубой передачи;

- передаточное число червячной передачи;

тогда

по табл. 2 принимаем Uзк=4,2, Uчп=10.

Исходя из вычисленных значений Р_эп и по табл. 3 выбираем электродвигатель 4А160М8У3 с синхронной частотой вращения n_дв=730мин^-1 и мощностью Р_дв=11 кВт.

Общее передаточное число привода

где - реальная частота вращения электродвигателя.

Передаточное число зубчатой косозубой передачи

Определяем частоты вращения валов привода:

n₁₌n₂₌ =730мин^-1;

n₃= /U_зп=730/4,2=173 мин^-1;

n₄=n₃/ =173/10=17,3 мин^-1.

Определяем мощности, передаваемые валами:

Р₁=Р_дв =11кВт;

Р₂=Р₁_зпк_пп_м =110.990,98²=10,6 кВт;

Р₃=Р₂_зп_пп=10,60,98²0,950,980,98²=9,1 кВт;

Р₄=Р₃_м_пп =9,10,980,7=6,2 кВт.

Определяем угловые скорости валов привода:

₁₌₂=n₂/30=3,14730/30=76,4 с^-1;

₃=n₃/30=3,14173/30=18 с^-1;

₄₌₅=n₄/30=3,1417,3/30=1,8 с^-1.

Определяем крутящие моменты на валах привода:

Т₁=Р₁/ω₁=11/76,4 =14,39 Нм;

Т₂=Р₂/ω₂=10,6/18=58,8 Нм;

Т₃=Р₃/ω₃=6,2/1,8=344,4 Нм.

2 Расчет передачи редуктора

2.1 Выбор материалов термообработки и определение допускаемых напряжений для передач

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления шестерен и колес сравнительно недорогую легированную сталь 40Х. По таблице 8.7 [1] назначаем термообработку:

для шестерен – улучшение НВ 260…280;

для колес – улучшение НВ 230..260.

При данной термообработке обеспечивается приработка зубьев.

Определяем допускаемые напряжения.

Допускаемые контактное напряжение шестерни рассчитываем по формуле:

=_нlimZ_N/S_N,

где _нlim- предел контактной выносливости шестерни, при улучшении рассчитывается табл. 8.8 [2];

S_N– коэффициент безопасности;

Z_N– коэффициент долговечности;

_нlim=2НВ+70

где НВ- средняя твёрдость материала по шкале Бринелля, МПа.

НВ=

тогда _нlimк=2245+70=560MПа;

_нlimш=2270+70=610MПа.

При улучшении для колеса и шестерни по табл. 8.8 [1] выбираем S_N=1,1.

Коэффициент долговечности рассчитывается по формуле:

Z_N=

Циклическая долговечность рассчитывается по формуле:

;

;

.

Эквивалентное число циклов рассчитывается по формуле:

N_HE=μ_н60сnt

где μ_н- коэффициент режима работы(по табл. 8.9[1] для лёгкого режима работы μ_н =0,125);

c - число зацеплений зуба за один поворот колеса;

n - частота вращения, мин^-1;

t - расчётный срок службы, ч.

t=N_гN_HN_днN_смN_ч=852628=39936ч.

N_HEш=0,125601109,9839936=3,2910⁷;

N_HEк=0,12560136,1839936=1,0810⁷;

Z_Nк= ;

Z_Nш=

т.кZ_N<1, тогда Z_Nк= Z_Nш=1.

Допускаемые напряжения:

Принимаем наименьшее допускаемое напряжение

Определяем допускаемые напряжения изгиба:

где - предел выносливости по напряжениям изгиба, МПа;

- коэффициент безопасности;

- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки; при одностороннем приложении нагрузки =1;

- коэффициент долговечности.

;

мПа;

мПа.

При улучшении для колеса и шестерни выбираем =1,75.

Коэффициент долговечности рассчитывается по формуле:

где - циклическая долговечность (рекомендуется для всех сталей);

- эквивалентное число циклов перемены напряжения изгиба.

N_FE=μ_F60сnt

где μ_F- коэффициент режима работы(по табл. 8.9[1] для лёгкого режима работы μ_н =0,038);

N_FEш=0,038601109,9839936=10,0110⁶;

N_FEк=0,03860136,1839936=3,2910⁶;

_к= ;

_ш=

принимаем _ш=1.

Допускаемые напряжения изгиба:

;