1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Общий кпд привода находим по таблице 1.1 [1,с.5]:

=₁₂₃³, (1)

где ₁=0,98 – кпд зубчатой цилиндрической передачи;

₂=0,95 – кпд клиноременной передачи;

₃=0,99 – кпд пары подшипников качения.

=0,980,950,99³=0,9.

Мощность на валу барабана:

, (2)

где F=3,0 кН – тяговое усилие на барабане;

V=1,4 м/с – скорость ленты.

Требуемая мощность электродвигателя:

(3)

где Р_б – мощность на валу барабана, кВт.

По ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель 4АМ132S6У3 с синхронной частотой вращения n₁=1000 мин-¹, с параметрами Р_дв=5,5 кВт и номинальная частота вращения n_дв=965 об/мин[1, с.390].

Угловая скорость на валу электродвигателя:

; (4)

Частота вращения вала барабана:

; (5)

где D=250 мм – диаметр барабана.

Общее передаточное отношение:

u=n_дв/n_б; (6)

u=965 / 106,95 = 9.

Принимаем передаточное число зубчатой передачи [1, с.36]:

U₂=5,

тогда передаточное число клиноременной передачи:

u₁ =u / u₂; (7)

u₁= 9 / 5 = 1,8.

Частота вращения:

– на валу электродвигателя:

n_дв=965 мин^-1;

– на ведущем валу:

n₁=n_дв/u₁;

n₁=965/ 1,8 = 536 мин^-1;

– на ведомом валу:

n₂=n₁/u₂;

n₂=536 / 5 = 106,95 мин^-1;

• на валу барабана:

n₃=n₂;

n₃= 106,95 мин^-1.

Угловые скорости:

на валу электродвигателя _дв=100 c^-1;

на ведущем валу:

₁=_дв/u₁= 100/ 1,8 = 55,55 с^-1;

на ведомом валу:

₂=₁/u₂;

₂=55,55 / 5 = 11,11 с^-1;

на валу барабана:

₃=₂;

₃= 11,11 с^-1.

Вращающие моменты:

на валу электродвигателя:

(8)

на ведущем валу:

Т₁=Т_дв u₁₁₄=551,80,950,99=93 Н м;

на ведомом валу:

Т₂=Т₁ u₂₂₄;

Т₂=9350,980,99 =452 Нм;

на валу барабана:

Т_б=Т₂ =452 Нм.

Таблица 1

	Число оборотов, n, мин-1	Угловая скорость, , с-1	Крутящий момент, Т, Нм
Вал двигателя	965	100	55
Ведущий вал I редуктора	536	55,55	93
Ведомый вал II редуктора	106,95	11,11	452
Вал барабана	106,95	11,11	452

2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи редуктора

Выбираем материалы: для шестерни сталь 40Х, термическая обработка – улучшение, 260 НВ, для зубчатого колеса сталь 40Х, термическая обработка – улучшение, 240 НВ.

Предел контактной выносливости [1, с.34, т.3.2]:

для шестерни

_Hlimb1=2HB₁+70=2260+70=590 МПа;

для зубчатого колеса

_Hlimb2=2HB₂+70=2240+70=550 МПа.

Допускаемые контактные напряжения:

для шестерни

для зубчатого колеса

где K_HL=1 – коэффициент долговечности [1, с.33],

[S_H]=1,1 – коэффициент безопасности [1, с.33].

Расчетное допускаемое контактное напряжение:

[_H]=0,45([_H1]+[_H2])=0,45(540+500)=466 МПа. (9)

Требуемое условие [_H]<1,23[_H]₂=615 МПа выполнено.

Принимаем значение коэффициентов: [1, с.32]

K_HB=1,25; K_a=43; _ba=0,4.

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости зубьев:

; (10)

где Т₂=452 Н м – крутящий момент на ведомом валу;

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 [1, с.36]:

a_w=180 мм.

Нормальный модуль зацепления:

m_n=(0,01-0,02)a_w; (11)

m_n =(0,01-0,02)180=1,83,6 мм.

Принимаем модуль по ГОСТ 9563-60 [1, с.36]:

m_n=2,5 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев [1, с.36]:

=10⁰.

Определяем число зубьев:

шестерни

(12)

Принимаем z₁=23,

тогда число зубьев зубчатого колеса

z₂=z₁ u₁;

z₂=235=115.

Уточненное значение угла наклона зубьев:

;

.

Откуда, =16,6⁰.

Делительные диаметры:

шестерни

(13)

зубчатого колеса

;

Уточняем межосевое расстояние:

Диаметры вершин:

шестерни

d_a1=d₁+2m_n;

d_a1=60+22,5=65 мм;

колеса

d_a2=d₂+2m_n;

d_a2=300+22,5=305 мм.

Ширина колеса:

b₂=_baa_w; (14)

где _ba=0,4 – коэффициент ширины венца;

b₂=0,4180=72 мм.

Ширина шестерни:

b₁=b₂+5;

b₁=72+5=77 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

_bd= ; (15)

.

Окружная скорость колес:

(16)

При такой скорости для косозубых колес по ГОСТ 1643-81 принимаем 8-ю степень точности.

Принимаем значения коэффициентов: [1, с.39-40]:

K_H=1,04; K_HV=1; K_Н=1,08.

Определяем коэффициент нагрузки:

K_H=K_HK_HVK_H;

К_Н=1,0411,08=1,1232.

Проверяем контактные напряжения:

; (17)

Условие _H<[_H] выполнено: 397 < 410 МПа, следовательно, считаем, что контактная прочность передачи обеспечена.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

F_t= (18)

F_t

Радиальная

(19)

F_r

Осевая

F_a=F_ttg; (20)

F_a=31000,2981 =924 H.

Значение предела выносливости при нулевом цикле изгиба:

для шестерни

_Flimb1=1,8HB₁;

_Flimb1=1,8260=468 МПа;

для колеса

_Flimb2=1,8HB₂;

_Flimb2=1,8240=432 МПа.

Коэффициент безопасности:

[S_F]=[S_F]' [S_F]'';

где [S_F]'=1,75; [S_F]''=1 [1, c.44];

[S_F]=1,751=1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни

; (21)

для колеса

; (22)

Эквивалентное число зубьев:

шестерни

(23)

колеса

(24)

Коэффициент, учитывающий форму зуба [1, с.42]:

Y_F1=3,8; Y_F2=3,6.

Находим отношение:

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба [1, c.43]:

K_F=1,10.

Коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки [1, c.43]:

K_FV=1,3.

Коэффициент нагрузки:

K_F=K_FK_FV;

К_F=1,11,3=1,43.

Определяем коэффициенты:

Y_=1–/140⁰;

Y_=1–16,6⁰/140⁰=0,88;

K_F=0,92.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

; (25)

Условие _F<[_F]₂ выполнено, 73<206 МПа.