1. Кинематический и силовой расчет привода.

1. Исходные данные.

1. Окружное усилие на приводном валу

2. Скорость ленты

2. Выбор электродвигателя.

Двигатель выбирается по потребляемой мощности и асинхронным оборотам:

Находим мощность на выходе

Находим обороты на выходе

Находим потребную мощность двигателя

где – КПД пары подшипников качения (табл. 1.1 [2]) (3 пары)

– КПД муфты (табл. 1.1 [2])

– КПД конической передачи (табл. 1.1 [2])

– КПД цепной передачи (табл. 1.1 [2])

Определим минимальную частоту двигателя

– минимальное передаточное число конической передачи (табл. 1.2[2])

– минимальное передаточное число цепной передачи (табл. 1.2[2])

По таб 24.9 [2] выбираем двигатель асинхронный серии АИР закрытый обдуваемый с мощностью 1,5 кВт – АИР100L8 У2 380 В,50 Гц,IM1081 ТУ16-525.564-84, синхронная частота вращения , асинхронная частота вращения

Принимаем

– передаточное число цепной передачи (табл. 1.2[2])

передаточное число конической передачи

3. Кинематический расчет привода.

   1. Определим мощность на каждом валу

2. определение оборотов на каждом валу.

3. Определение угловой скорости на каждом валу.

4. Определение крутящих моментов на каждом валу.

Значения частот вращения, мощностей, угловых скоростей, крутящих моментов на валах и передаточных чисел вносим в таблицу 1.1.

Таблица 1.1 – Результаты расчетов параметров привода

№ вала	P кВт	N об/мин	ω рад/с	T Н*м	U
1’ (двигатель)	1,41	702	73,5	19,2	---
1	1,37	702	73,5	18,6
					3,534
2	1,28	198,6	20,8	61,8
					4,0
3	1,17	49,7	5,2	225,0

2. Расчет передач.

1. Расчет конической зубчатой передачи.

1. Исходные данные.

1. Мощность на валу шестерни и колеса: ,

2. Вращающий момент на шестерне и колесе: ,

3. Передаточное число

4. Частота вращения шестерни и колеса: ,

2. Выбор материалов зубчатых колес, их термической обработки и определение допускаемых напряжений.

Основным материалом зубчатых колес служат термически обрабатываемые стали, так как по сравнению с другими материалами они в большей степени обеспечивают высокую контактную и изгибную прочность зубьев. Известно, что из двух зацепляющихся элементов, зуб шестерни подвержен большему числу циклов нагружений по сравнению с колесом. Поэтому для создания равнопрочности, шестерня выполняется из материала с более высокими прочностными характеристиками. Используем I вариант термической обработки (стр. 11[2])

Выбираем сталь 40Х – для колеса К(2) и сталь 40Х – для шестерни Ш(1) – улучшение

Определим допускаемые контактные напряжения

Где – предел контактной выносливости определяем по формулам табл. 2.2 [2]

– коэффициент, учитывающий влияние шероховатости

– коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости

– коэффициент запаса прочности

– коэффициент долговечности

– число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяем по средней твердости поверхностей зубьев

– ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений

– частота вращения соответствующего колеса

– число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за оборот

– суммарное время работы передачи

Для шестерни

Для длительно работающих передач в соответствии с (формула 2.1, стр.13 [2]) принимаем .

Для колеса

Для длительно работающих передач в соответствии с (формула 2.1, стр.13 [2]) принимаем .

расчетное допускаемое контактное напряжение

Определяем допускаемые напряжения изгибной выносливости.

Где – предел выносливости (по эмпирическим формулам (табл. 2.3)[3])

– коэффициент, учитывающий влияние шероховатости

– коэффициент, учитывающий влияние приложения нагрузки

– коэффициент запаса прочности

– коэффициент долговечности

и – для улучшенных колес. Число циклов, соответствующее перелому кривой усталости

- ресурс передачи в числах циклов переменных напряжений

- коэффициент эквивалентности режима нагружения

– число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса оборот

– суммарное время работы передачи

Для шестерни

Для длительно работающих передач в соответствии с (формула 2.2, стр.13 [2]) принимаем

Для колеса

Для длительно работающих передач в соответствии с (формула 2.2, стр.13 [2]) принимаем .

расчетное допускаемое напряжение изгибной выносливости.

3. Расчет геометрических параметров передачи.

1. Диаметр внешней делительной окружности шестерни

где – вращающий момент на шестерне

– передаточное число

– коэффициент в зависимости от поверхностной твердости [2 стр. 27]

– коэффициент [2 стр. 27]

Скорость на среднем делительном диаметре

Принимаем 7-ую степень точности исполнения колеса

Уточняем предварительно найденное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни

где - коэффициент внутренней динамической нагрузки [2, табл. 2.6]

– коэффициент

– коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий [2, табл. 2.7]

- коэффициент ширины зубчатого венца

Принимаем

2. Корпусное расстояние и ширина зубчатого венца.

2.1 Угол делительного корпуса шестерни

Внешнее корпусное расстояние

2.3 Ширина зубчатого венца

Принимаем

3. Модуль передачи

Внешний торцевой модуль передачи

– коэф. внутренней динамической нагрузки[2, табл. 2.9]

коэф. неравномерности распределения напряжений

Принимаем

4. Число зубьев

Шестерня

Принимаем

Колесо

Принимаем

Внешний окружной модуль передачи

5. Фактическое передаточное число

6. Окончательное значение размеров колес

6.1 Углы делительных конусов шестерни и колеса

6.2 Делительные диаметры колес

6.3 Внешние диаметры колес

– коэффициент смещения для шестерни [2, табл. 2.12]

– коэффициент смещения для колеса

5. Размеры заготовки колес

Полученные размеры соответствуют требованиям

8. Силы в зацеплении

8.1 Окружная сила на среднем диаметре шестерни

8.2 Осевая сила на шестерне

8.3 Радиальная сила на шестерне

8.4 осевая сила на колесе

8.5 Радиальная сила на колесе

9. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

Расчетное контактное напряжение

где

10. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

10.1 Напряжение изгиба в зубьях колес

где

10.2 Напряжение изгиба в зубьях шестерни

11. Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки на контактную прочность

Целью расчета является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя или самих зубьев при действии пикового момента . Действия пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки - максимальный из длительно действующих (номинальный) момент, по которому проводят расчет на сопротивление усталости

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение не должно превышать допустимое напряжение

Где – контактное напряжение при действии номинального момента

- при улучшении

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое

Где - напряжение изгиба, вычисленное при расчетах на сопротивление усталости.

Проверку выполняем для зубьев шестерни и колеса в отдельности.

Допускаемое напряжение вычисляют в зависимости от вида термической обработки и возможной частоты приложения пиковой нагрузки.

Где - предел выносливости изгиба (табл. 2.3[2]).

– максимально возможное значение коэффициента долговечности.

- коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки.

- коэффициент запаса прочности.