131

1. Выбор электродвигателя

1.1. Кинематический расчет привода

На первом этапе проектирования привода осуществляем анализ кинематической схемы привода и выбираем электродвигатель.

Искомую мощность N_тр (Вт) электродвигателя определяют из выражения [3, с.12]:

Nтр= ,

(1.1)

где T_p - вращающий момент на валу барабана, Нм;

ω_р - угловая скорость этого вала, рад/с;

P - сила тяги, Н;

υ - скорость ленты транспортера, м/с;

η - коэффициент полезного действия (КПД) привода, равный произведению частных КПД передач, входящих в кинематическую схему [3, с 13]:

η= η1∙ η2∙ η3∙∙∙ ηк,

(1.2)

где η₁ - КПД цепной передачи,

η₁=0,975;

η₂ - КПД ременной передачи (конвейера),

η₂=0,925;

η₃ - КПД одной пары опор,

η₃=0,99;

η₄ - КПД редуктора,

η₄=0,97.

Общий КПД привода:

η= η1 ∙η2 ∙η3 4∙η4=0,975∙ 0,925∙ 0,99 4 ∙0,97=0,84,

(1.3)

здесь η₂⁴ , т.к. имеется в виду, что в приводе имеются четыре пары подшипниковых опор.

Мощность электродвигателя, подбираемого для проектируемого привода, должна быть не ниже той, которая определена по формуле (1.1).

Требуемая мощность электродвигателя [3, с. 14]:

N_тр = Вт=7,5 кВт

Угловая скорость барабана [3, с. 14]:

рад/с,

(1.4)

где -скорость движения ленты, м/с;

D_б- диаметр барабана, м.

Частота вращения барабана [3, с. 14]:

об/мин

(1.5)

Частота вращения электродвигателя [3, с. 14]:

Uп= ,

(1.6)

где U_п- передаточное отношение привода

n_дв=U_п∙n_б=57,3(4,5…18)=257,9…1031,4 об/мин

По требуемой мощности N_тр=7,5 кВт выбираем электродвигатель трехфазный серии 4А, обдуваемый, с синхронной частотой вращения n_с=750 об/мин - 4А160S8, с параметрами и скольжением S=2,5% (ГОСТ 19523-81).

Номинальная частота вращения [3, с. 14]:

nдв=nc(1-S/100)

(1.7)

n_дв=750(1-2,5/100)=748,1 об/мин

Проверим общие передаточные отношения [3, с. 14]:

(1.8)

U_ред=4 по ГОСТ 2185-66 из I ряда

Уточняем передаточное отношение цепной передачи [3, с. 14]:

(1.9)

Таблица 1.1

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана

Вал I

n1=nдв=748,1 об/мин

ω1=ωдв= =78,34рад/с

Прод.табл. 1.1

Вал II	n2= об/мин	рад/с
Вал III	n3=nб=57,3 об/мин	ω3=ωб=6 рад/с

Определение вращающих моментов

Вращающие моменты [3, с.15]:

На валу шестерни:

Нм

(1.10)

На валу колеса:

=95,74·4=382,96 Нм.

(1.11)

2. Расчет зубчатой передачи редуктора

2.1. Выбор материала зубчатых колес

так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, материал для зубчатого зацепления выбираем по таблице 3.3 [3, с.17] с учетом рекомендации, что при выборе материала следует для шестерни и колеса назначать сталь одной и той же марки, но обеспечивать термообработкой поверхностную твердость зубьев шестерни на 20-30 единиц Бринелля выше чем колеса.

Из таблицы 3.2 [3, с.16] выбираем:

Для шестерни:

сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость Нв=230, предел выносливости - _в=780 МПа, предел текучести - _т=440 МПа.

Для колеса – так же сталь 45, термообработка – нормализация, Нв=190, _в=570 МПа, _т=290 МПа.

Проектировочный расчет выполняем на выносливость по контактным напряжениям во избежание усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев.

Допустимые контактные напряжения при проектировочном расчете определяем по формуле [3, c.18]:

н= ,

(2.1.1)

где _нlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов, их значения приведены в таблице 3.2 [3, c.16];

нlimb=2HB+70,

(2.1.2)

K_HL – коэффициент долговечности, так как закрытый корпус, принимаем K_HL=1

[S_H] – коэффициент безопасности, для колес из улучшенной и нормализованной стали, принимают [S_H]=1,1 – 1,2;

[S_H]=1,1.

Определяем расчетные допускаемые контактные напряжения [3, c.18]: