+

1 Общая часть

1.1 Кинематическая схема

I-вал двигателя;

II-вал быстроходный;

III-вал тихоходный;

IV-вал рабочей машины;

1-двигатель;

2-плоскоременная передача;

3-цилиндрический редуктор;

4-упругая муфта с торообразной оболочкой;

5-ведущие звездочки конвейера;

6-тяговая цепь.

Рисунок 1- Схема привода

1.2 Принцип действия редуктора

Крутящий момент с вала электродвигателя через передачу плоским ремнем передается на быстроходный вал цилиндрического одноступенчатого редуктора. Затем, за счет зубчатого косозубого зацепления крутящий момент поступает на тихоходный вал, при этом происходит понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом, далее момент передается через муфту на вал рабочей машины, который непосредственно приводит в движение скребковый конвейер.

2. Расчетная часть

2.1 Срок службы приводного устройства

2.1.1 Устанавливаем галтовочный барабан в механическом цеху. Работа в две смены, нагрузка с умеренными, режим нереверсивный, продолжительность смены восемь часов.

2.1.2 Определяем ресурс привода L_h, ч, по формуле:

L_h=365L_rt_cL_c, (1)

где L_h- срок службы, ч;

L_r- срок службы привода, лет;

t_c- продолжительность смены, ч;

L_c- число смен.

L_h=365*7*8*2= 40880 ч

2.1.3 Принимаем время простоя машинного агрегата 15 процентов ресурса

L_h= 23360*0,85=34748 ч.

Рабочий ресурс привода принимаем L_h= 35*10³ ч.

Таблица 1- Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место установки	Lr	Lc	tc	Lh, ч	Характер нагрузки	Режим работы
1	2	3	4	5	6	7
Ж/Д станция	7	2	8	35*103	С малыми колебаниями	Реверсивный

2.2 Выбор двигателя

2.2.1 Определяем требуемую мощность рабочей машины P_рм, кВт, по формуле:

P_рм= Fυ, (2)

где Р_рм- мощность рабочей машины, кВт;

F- тяговая сила цепи, кН;

υ- скорость грузовой цепи, м/с.

Р_рм= 2,4*10³*0,60=1,44*10³= 1,44 кВт

2.2.2 Определяем общий коэффициент полезного действия привода по формуле:

η=η_зпη_опη_мη²_пкη_пс, (3)

где η_зп- КПД закрытой передачи;

η_оп- КПД открытой передачи;

η_м- КПД муфты;

η_пк-КПД подшипников качения;

η_пс-КПД подшипников скольжения.

По таблице учебника [1] выбираем η_зп=0,96; η_оп=0,96; η_м=0,98; η_пк=0,99; η_пс=0,98

η=0,96*0,96*0,98*0,99²*0,98=0,86.

2.2.3 Определяем требуемую мощность двигателя Р_дв, кВт, по формуле:

Р_дв= , (4)

где Р_рм- мощность рабочей машины, кВт;

η- общий коэффициент полезного действия привода.

Р_дв= =1,67 кВт

2.2.4 Определяем номинальную мощность двигателя

По таблице учебника [1] выбираем номинальную мощность двигателя

Р_ном=1,67 кВт.

2.2.5 По таблице учебника [1] выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Р_ном=1,67 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя:

Таблица 2- Типы двигателей

Тип двигателя	Номинальная мощность Рном, кВт	Частота вращения, об/мин
1	2	3
4АМ112МА8УЗ 4ФЬ100L6УЗ 4АМ90L4УЗ 4АМ80В2УЗ	2,2 2,2 2,2 2,2	700 950 1425 2850

2.2.6 Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины n_рм, об/мин, по формуле:

n_рм= , (5)

где υ – окружная скорость барабана, м/с;

ρ – диаметр барабана, мм.

n_рм= =45 об/мин

2.2.7 Определяем передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности по формуле:

u= , KGFVY-7733B-8WCK9-KTG64-BC7D8 (6)

согласно формулы (6) получаем

u₁= =63,3;

u₂= = 31,6;

u₃= =21,1;

u₄= =15,5.

2.2.8 Определяем передаточные числа ступеней привода по формуле:

u=u_зп u_оп, (7)

откуда получаем

u_оп= , (8)

согласно формулы (8) получаем

u_оп1= =12,7;

u_оп2= =6,32;

u_оп3= =4,3;

u_оп4= =3,1.

Выбираем оптимальные значения передаточных чисел ступеней привода u_оп=4; u_зп=5, для того чтобы габариты передач не были чрезмерно большими.

2.2.9 Определяем максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины ∆ n_рм, об/мин, по формуле:

∆ n_рм= , (9)

где δ- допускаемое отклонение скорости приводного вала рабочей машины, %.

∆ n_рм= =2,25 об/мин

2.2.10 Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения [n_рм], об/мин, по формуле:

[n_рм]= n_рм ± ∆ n_рм, (10)

принимаем ∆ n_рм= +0,7, тогда согласно формулы (10) получаем

[n_рм]=45+2,25=47,25 об/мин.

2.2.11 Определяем фактическое передаточное число привода u_ф по формуле:

u_ф= , (11)

u_{ф= =} 14,81.

2.2.12 Уточняем передаточные числа закрытой и открытой передач в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода по формуле:

u_оп= , (12)

u_оп= =2,94.

2.2.13 Выбираем двигатель 4АМ112MA8УЗ с номинальной мощностью

Р_ном=2,2 кВт и номинальной частотой вращения n_ном=700 об/мин.

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

2.3.1 Определяем мощности на валах по следующим пунктам:

а) определяем мощность на быстроходном валу Р₁, кВт, по формуле:

Р₁=Р_двη_опη_пк, (13)

Р₁=1,67*0,96*0,99=1,57 кВт.

б) определяем мощность на тихоходном валу Р₂, кВт, по формуле:

Р₂=Р₁η_зпη_пк, (14)

Р₂=1,57*0,96*0,99=1,48 кВт.

в) определяем мощность на валу рабочей машины Р_рм, кВт, по формуле:

Р_рм=Р₂η_мη_пс, (15)

Р_рм=1,48*0,98*0,98=1,42 кВт.

2.3.2 Определяем частоту вращения валов по следующим пунктам:

а) определяем частоту вращения быстроходного вала n_1, об/мин,

n₁= ; (16)

n₁= =214,3 об/мин.

б) определяем частоту вращения тихоходного вала n₂, об/мин, по формуле:

n₂= , (17)

n₂= =48,26 об/мин.

в) определяем частоту вращения вала рабочей машины n_рм, об/мин, по формуле:

n_рм=n₂ =48,26 об/мин

2.3.3 Определяем угловые скорости на валах по следующим пунктам:

а) определяем угловую скорость на валу двигателя ω_ном, с^-1, по формуле:

ω_ном= , (18)

ω_ном= = 76,26 с^-1.

б) определяем угловую скорость на быстроходном валу ω₁, с^-1,

ω₁= ; (19)

ω₁= =25,26 с^-1

в) определяем угловую скорость на тихоходном валу ω₂, с^-1, по формуле:

ω₂= , (20)

ω₂= =5,05 с^-1.

г) определяем угловую скорость на валу рабочей машины ω_рм, с^-1, по формуле:

ω_рм= ω₂=5,05 с^-1

2.3.4 Определяем вращающие моменты на валах по следующим пунктам:

а) определяем вращающий момент на валу двигателя Т_дв, Н*м, по формуле:

Т_дв= , (21)

Т_дв= =22,7 Н*м.

б) определяем вращающий момент на быстроходном валу Т₁,Н*м, по формуле:

Т₁=Т_дв u_опη_опη_пк, (22)

Т₁=22,7*2,9*0,96*0,99=61,9 Н*м.

в) определяем вращающий момент на тихоходном валу Т₂, Н*м, по формуле:

Т₂=Т₁ η_зпη_пк, (23)

Т₂=61,9*5*0,96*0,99=291,2 Н*м.

г) определяем вращающий момент на валу рабочей машины Т_рм, Н*м, по формуле:

Т_рм=Т₂η_мη_пс, (24)

Т_рм=291,2*0,98*0,98=279,6 Н*м.

Таблица 3- Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя 4АМ112МА6УЗ Рном=3 кВт; nном=955 об/мин
Пара- метр	передача		Параметр	Вал
	закрытая	открытая		двига- теля	редуктора		привод- ной рабочей машины
					быстро- ходный	тихо- ходный
1	2	3	4	5	6	7	8
Переда- точное число u	5,00	2,90	Расчетная мощность Р, кВт	1,67	1,5	1,48	1,48
			Угловая скорость ω, с-1	73,26	25,2	5,05	5,05
КПД η	0,96	0,96	Частота вращения n, об/мин	700	241,3	48,26	48,26
			Вращающий момент Т, Н*м	22,7	61,9	291,2	279,6

2.4 Выбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений

2.4.1 Выбор твердости, термообработки и материала для закрытой передачи

Принимаем для шестерни сталь 45 с твердостью материала 269…302 НВ, а для колеса- сталь 45 с твердостью материала 269…302 НВ, для обоих колес назначаем термообработку в виде улучшения.

2.4.2 Определение допускаемых напряжений для зубьев колес редуктора по следующим пунктам:

а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни К_HL1 и колеса К_HL2 по формуле:

К_HL= , (25)

где - число циклов перемены напряжений, млн. циклов;

N- число циклов перемены напряжений за весь срок службы,

N=573ωL_h, (26)

где ω-угловая скорость вала, с^-1;

L_h- срок службы привода, ч.

По формуле (26) находим

N₁=573*24,85*20·10³=284781000 циклов;

N₂=573*12,69*30·10³=63030000 циклов.

По таблице учебника [1] определяем

= 25 млн. циклов;

= 25 млн. циклов.

Так как N₁ больше и N₂ больше ,то принимаем К_HL1=1 и К_HL2=1.

б) Определяем допускаемые контактные напряжения [σ]_Н01 и [σ]_Н02, Н/мм², по формуле:

[σ]_Н0=1,8НВ_ср+67, (27)

[σ]_Н01=14*HRC_ср+170=14*31+170=580,9 Н/мм²,

[σ]_Н02=1,8HB_ср+67=616,9 Н/мм².

в) Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [σ]_Н1 и колеса [σ]_Н2, Н/мм², по формуле:

[σ]_Н= К_HL[σ]_Н0, (28)

[σ]_Н1=1*580=580 Н/мм²,

[σ]_Н2=1*616=616 Н/мм².

г) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни К_FL1 и колеса К_FL2, Н/мм², по формуле:

К_FL= , (29)

где - число циклов перемены напряжений для всех видов сталей,

=4*10³ млн.циклов;

N- число циклов перемены напряжений за весь срок службы, млн.циклов.

Так как N₁ больше и N₂ больше N_F02, то принимаем К_FL1=1 и К_FL2=1.

д) Определяем напряжение изгиба [σ]_F01и [σ]_F02, Н/мм², по формуле:

[σ]_F0=1,03НВ_ср, (30)

[σ]_F01=1,03*(300+2)+67=314,66 Н/мм²,

[σ]_F02=1,03*300=294,06 Н/мм².

е) Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [σ]_F1 и колеса [σ]_F2, Н/мм², по формуле:

[σ]_F= К_FL[σ]_F0, (31)

[σ]_F1=1*182,5 =182,5 Н/мм²,

[σ]_F2=1*205,5 =205,5 Н/мм².

Таблица 4- Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка Стали	Dпред	Термооб- работка	НВ1ср	σВ	σ-1	[σ]Н	[σ]F
		Sпред		НВ2ср	Н/мм2
1	2	3	4	5	6	7	8	9
Шестерня	45	80	У	305	890	380	396	182
Колесо	45	50	У	285	890	380	396	205

2.5 Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Проектный расчет

2.5.1 Определяем межосевое расстояние а_w, мм, по формуле:

а_w=К_а(u+1) , (32)

где К_а- вспомогательный коэффициент, К_а=43;

ψ_а- коэффициент ширины венца колеса, ψ_а=0,3;

u- передаточное число редуктора, u=3,15;

Т₂- вращающий момент на тихоходном валу, Т₂=215,68 Н*м;

[σ]_Н- допускаемое контактное напряжение колеса, [σ]_Н=514,3 Н/мм²;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, =1.

а_w=43*(5+1) =156,7 мм

По таблице учебника [1] принимаем значение межосевого расстояния равным

120 мм.

2.5.2 Определяем модуль зацепления m, мм, по формуле:

m> , (33)

где -вспомогательный коэффициент, =5,8;

d₂- делительный диаметр колеса, мм,

d₂= , (34)

d₂= =266,6 мм;

b₂- ширина венца колеса, мм,

b₂= ψ_а а_w, (35)

b₂=0,33*160=52,8 мм

Принимаем b₂= 50 мм.

[σ]_F- допускаемое напряжение изгиба материала колеса, [σ]_F=256 Н/мм².

m> =0,99 мм

По таблице учебника [1] принимаем m=1,5 мм.

2.5.3 Определяем угол наклона зубьев β_min, град., по формуле:

β_min=arcsin , (36)

β_min= arcsin =8 град.

2.5.4 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса z_∑, по формуле:

z_∑= z₁+z₂= , (37)

z_∑= =238.

2.5.5 Уточняем действительную величину угла наклона зубьев β, град., по формуле:

β=arccos , (38)

β= arccos =8 град.

2.5.6 Определяем число зубьев шестерни z₁ по формуле:

z₁= , (39)

z₁= =35.

2.5.7 Определяем число зубьев колеса z₂ по формуле:

z₂= z_∑- z₁, (40)

z₂=238-35=176.

2.5.8 Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение ∆u от заданного u по формуле:

u_ф= , (41)

u_ф= =5.

∆u= 100 ≤4%, (42)

∆u= 100= 0% ≤4%.

2.5.9 Определяем фактическое межосевое расстояние по формуле:

а_w= , (43)

а_w= =160 мм.

2.5.10 Определяем фактические основные геометрические параметры шестерни по следующим пунктам:

а) Определяем делительный диаметр d_1, мм, по формуле:

d₁= , (44)

d₁= =51,1 мм.

б) Определяем диаметр вершин зубьев d_а1, мм, по формуле:

d_а1= d₁+2m, (45)

d_а1=53+2*1,5=56 мм.

в) Определяем диаметр впадин зубьев d_f1, мм, по формуле:

d_f1= d₁-2,4m, (46)

d_f1=53-2,4*1,5=49,4 мм.

г) Определяем ширину венца b₁, мм, по формуле:

b₁= b₂+(2…4), (47)

=53+3=56 мм.

Принимаем стандартное значение b1=56 мм.