КП.12.00.000.ПЗ	Лист
						42
Изм.	Лист	№ докум.	Подпись	Дата

2 Специальная часть

2.1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёты привода

F = 0,0 кBт; v = 0,0 м/с; D = 0 мм; t = 0 часов.

1 – Электродвигатель; 2 – клиноременная передача; 3 – редуктор цилиндрический; 4 – муфта МУВП; 5 – ведущий барабан элеватора;

6 – подшипники качения.

Рисунок 8

Расчеты выполнены по методическим указаниям [1]

Мощность на валу ведущего барабана элеватора

Р_IV = F· v (1)

Р_IV = 0 · 0,0 = 0 Вт

Общий КПД привода, η, рассчитывается по формуле

η _общ = η₁ · η₂³ · η₃ · η₄, (2)

где η₁ – КПД клиноременная передача, η₁ = 0,96 ;

η₂ – КПД подшипников качения, η₂ = 0,99;

η₃ – КПД зубчатой передачи, η₃ = 0,97;

η₄ – КПД соединительной муфты, η₄ = 0,98.

η_общ = 0,96 · 0,99³ · 0,97 · 0,98 = 0,8855.

Требуемую мощность электродвигателя найдем по формуле

Р_э = (3)

Р_э = = 0 Вт

Частота вращения вала ведущего барабана ленточного конвейера

n_IV = (4)

n_IV = = 0,0 мин^-1

Общее предварительное передаточное число привода, , определяется по формуле

= , (5)

где - предварительное передаточное число ременной передачи,

= 2 …5 ;

- передаточное число редуктора, = 2,5 …5.

= (2 … 5) ∙ (2,5 … 5) = 5 … 25.

Ориентировочная частота вращения вала электродвигателя, , об/мин, рассчитывается следующим образом

= (6)

= 0,0 · (5 … 25) = 0,0 … 0 мин^-1

По полученным значениям Р_э и n_э^´ выбираем электродвигатель 4А 160S6, для которого

• Мощность Р_ДВ =01 кВт;

• частота вращения n_ДВ = 0 мин^-1;

• диаметр вала d_В = 0 мм.

Действительные передаточные числа привода и ременной передачи, U и U_РП, рассчитываются по формулам

U = (7)

U_РП = (8)

U = = 0,0

Принимаем передаточное число редуктора U_р = 0,0.

U_РП = = 0,0

Определим частоту вращения валов привода, n₁, n₂, n₃ и n₄, об/мин, по следующим формулам

n₁ = n_ДВ (9)

n₂ = (10)

n₃ = (11)

n₄ = n₃ (12)

n₁ = 0 мин^-1

n₂ = = 0,0 мин^-1

n₃ = = 0,0 мин^-1

n₄ = 0,0 мин^-1

Угловые скорости на валах привода,ω₁, ω ₂,ω₃, ω₄, с^-1, определим по формуле

ω = (13)

ω₁ = = 0,0 с^-1

ω₂ = = 0,0 с^-1

ω₃ = = 0,0 с^-1

ω₄ = ω₃ = 0,0 с^-1.

Мощность на валах привода, Р₁, Р₂,Р₃ и Р₄, Вт, рассчитывается по формулам

Р₁ = Р_Э (14)

Р₂ = Р₁ · η₁ · η₂ (15)

Р₃ = Р₃ · η₃ · η₂ (16)

Р₄ = Р₃ · η₄ · η₂ (17)

Р₁ = 9176 Вт

Р₂ = 0 · 0,96 · 0,99 = 0 Вт

Р₃ = 0 · 0,97 · 0,99 = 0 Вт

Р₄ = 0 · 0,98 · 0,99 = 0 Вт.

Значения вращающих моментов на валах привода, М₁, М₂, М₃ и М₄, Н·м, рассчитываются по формуле

М = (18)

М₁ = = 0,0 Н·м

М₂ = = 0,0 Н·м

М₃ = = 0,0 Н·м

М₄ = = 0,0 Н·м.

2.2 Расчёт зацепления редуктора

Выбираем для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твёрдость НВ 280, для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, твёрдость НВ 250.

2.2.1 Допускаемые контактные напряжения

Пределы контактной выносливости поверхностей зубьев шестерни и колеса при базовом числе циклов напряжений, σ_НО, Н/мм², рассчитываются по формуле

Ϭ_HО = 2НВ + 70 (19)

Ϭ_HО1 = 2 · 280 + 70 = 630 н/мм²

Ϭ_HО2 = 2 · 250 + 70 = 570 Н/мм²

Допускаемый коэффициент безопасности [S_H] = 1,1.

Коэффициент долговечности

К_HL = (20)

Число циклов напряжений, соответствующее пределу контактной выносливости зубьев шестерни и колеса, определим по формуле

N_но = 30НВ^2,4 (21)

N_но1 = 30 · 280^2,4 = 22,39 · 10⁶

N_но2 = 30 · 250^2,4 = 17,06 · 10⁶.

Расчетное число циклов напряжений зубьев шестерни и колеса за весь срок службы редуктора

N_Σ = 60 · n · t (22)

N_Σ1 = 60 · 0,0 · 0 = 0,0 · 10⁶, К_НL = 1,0

N_Σ2 = 60 · 0,0 · 0 = 0,0 · 10⁶, К_НL = 1,0

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса, [Ϭ_Н]₁ и [Ϭ_Н]₂, Н/мм², рассчитываются по формуле

[Ϭ_Н] = Ϭ_HО · (23)

[Ϭ_Н]₁ = 630 · = 573 Н/мм²

[Ϭ_Н]₂ = 570 · = 518 Н/мм².

Принимаем: [Ϭ_Н] = 518 Н/мм².

2.2.2 Допускаемые напряжения изгиба

Пределы выносливости при изгибе при базовом числе циклов напряжений, Ϭ_F01 и Ϭ_F02, Н/мм², рассчитываются по формуле

Ϭ_F0 = 1,8 · HB (24)

Ϭ_F01 =1,8 · 280 = 504 Н/мм²

Ϭ_F02 = 1,8 · 250 = 450 Н/мм².

Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, К_FC = 1,0.

Допускаемый коэффициент безопасности принимаем: [S_F] = 1,75.

Коэффициент долговечности

К_FL = (25)

Число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости зубьев на изгиб, N_FO = 4·10⁶

Для шестерни N_Σ1 = 0 · 10⁶ > N_FО = 4·10⁶, К_FL = 1,0,

Для колеса N_Σ2 = 0,0 · 10⁶ > N_FО = 4·10⁶, К_FL = 1,0.

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса, [σ_F]₁ и [σ_F]₂ , Н/мм², рассчитываем по формуле

[Ϭ_F] = (26)

[Ϭ_F]₁ = = 288 Н/мм²

[Ϭ_F]₂ = = 257 Н/мм².

2.2.3 Межосевое расстояние.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями, К_Нα = 1,0.

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния, ψ_bа = 0,5.

Коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра шестерни определяется по формуле

Ψ_bd = 0,5 · ψ_ba (U + 1) (27)

Ψ_bd =0,5 · 0,5 · (0,0 + 1) = 0,0

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба К_Hβ = 0,0.

Межосевое расстояние, а_w, мм, можно рассчитать по формуле

а_w = 49,5 · (U +1) (28)

а_w = 49,5 · (0,0 + 1) = 0,0 мм.

Принимаем а_w = 0 мм.

2.2.4 Основные параметры передачи

Определим нормальный модуль зацепления, m^', по формуле

m^' = (0,01 … 0,02) · а_w (29)

m^' = (0,01 … 0,02) · 0 = 005 … 0 мм

Принимаем m^' = 0,0.

Числа зубьев шестерни и колеса, z₁ и z₂, рассчитываем по формулам

z₁ = (30)

z₂ = z₁ · U (31)

z₁ = = 0,0

z₂ = 0,0 · 0,0 = 0,0

Принимаем z₁ = 0, z₂ = 0.

Фактическое передаточное число, U_ф, определяется следующим образом

U_ф^' = (32)

U_ф^' = = 0,0

Отклонение действительного передаточного числа от принятого, ΔU, определяется по формуле

ΔU = · 100% (33)

ΔU = · 100% = 0,0% < 4 %.

Фактическое межосевое расстояние

а_w = (34)

а_w = = 0 мм.

2.2.5 Основные размеры шестерни и колеса

Делительные диаметры, d₁ и d₂ , мм, рассчитываются по формуле

d₁ = m · z (35)

d₁ = 0,0 · 0 = 0 мм

d₁ = 0,0 · 0 = 0 мм.

Проверяем межосевое расстояние, а_w, мм, по формуле

a_w = (36)

a_w = = 0 мм.

Диаметры окружностей вершин зубьев, d_а1 и d_a2 , мм, рассчитываются по формуле

d_a = d₁ + 2m (37)

d_a1 = 0 + 2 · 0,0 = 0 мм

d_a2 = 0 + 2 · 0,0 = 0 мм.

Диаметры окружностей впадин зубьев, d_f1 и d_f2, мм, определяются по формуле

d_f = d – 2,5m (38)

d_f1 = 0 – 2,5 · 0,0 = 0 мм

d_f2 = 0 – 2,5 · 0,0 = 0 мм.

Ширина венца колеса и шестерни, b₂ и b₁, мм, соответственно, рассчитывается следующим образом

b₂ = ψ_ba · a_w (39)

b₁ = b₂ + (2 …5) (40)

b₂ = 0,5 · 0 = 0 мм

b₁ = 0 + (2 … 5) = (0 … 0) мм

Принимаем b₂ = 0 мм, b₁ = 0 мм.

2.2.6 Проверка зубьев по контактным напряжениям

Окружная скорость зубчатых колёс, v, м/с, определяется следующим образом

v = (41)

v = = 0,0 м/с.

Принимаем 8 степень точности изготовления зубчатых колёс.

Тогда коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба, К_Hβ = 1,06.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями принимаем - К_нα = 1,0.

К_НV – динамический коэффициент, К_НV =1,04 [ 2, с.32].

Определяем силы в зацеплении

- окружная сила, F_t, Н, рассчитывается по формуле

F_t = (42)

F_t = = 0 Н.

- радиальная сила, F_r, Н, - по формуле

F_r = F_t · (43)

F_r = 0 · 0,3640 = 0 Н

Расчетное контактное напряжение, σ_Н, Н/мм², определяем по формуле

Ϭ_н = 436 · ≤ [Ϭ_н] (44)

Ϭ_н = 436 · = 0 Н/мм²

Ϭ_н = 0 Н/мм² < [Ϭ_н] = 518 Н/мм²

Контактная прочность зубьев обеспечивается.