Содержание

1. Техническое задание ………………………………………………………2

2. Кинематическая схема привода с обозначением всех элементов …….. 3

3. Выбор электродвигателя ………………………………………………….4

4. Определение общего передаточного числа и разбивка его по

ступеням ……………………………………………………………………5

5. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения для каждого вала привода ……………………………………………………..5

6. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений …………6

7. Проектный и проверочный расчет передачи ………………………......9

8. Подбор и расчет цепной передачи……………………………………….12

9. Определение диаметров всех валов ……………………………………..16

10. Проверочный расчет наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жесткость …………………………………………………...17

11. Выбор и проверка подшипников по динамической грузоподъемности19

12. Выбор и расчет шпоночных соединений ……………………………….22

13. Выбор смазочного материала и способа смазывания зацеплений и подшипников……………………………………………………………...22

14. Литература ………………………………………………………………..24

15. Приложения (спецификации) ……………………………………………25

2. Кинематическая схема привода с обозначением всех элементов

- электродвигатель I – быстроходный вал

2 - муфта II – тихоходный вал

- редуктор III – приводной вал

4 - цепная передача

5 - барабан

6 - останов

3. Выбор электродвигателя

3.1 Общее КПД привода

где – общий КПД привода

– КПД муфты, ([1], стр.6);

– КПД конической передачи, =0,96…0,98=0,97 ([1], стр.6);

– КПД цепной передачи, =0,95([1], стр.6);

– КПД подшипников приводного вала, =0,99([1], стр.6);

3.2 Частота вращения вала электродвигателя

= ,

где – частота вращения приводного вала, об/мин;

V – скорость ленты, V=2.4м/с;

D =400 - диаметр барабана, мм

n₃= = 115 об/мин

3.3 Мощность электродвигателя

Р_эд'= ,

где Р_эд' – расчетное предварительное значение мощности электродвигателя, кВт;

F_t – окружная сила на барабане, F_t=1100 Н

Р_эд'= = 4.4кВт

Принимаем ([2], стр. 4) электродвигатель АИР132S6 мощностью кВт с частотой вращения мин ^–1, диаметр вала мм, длина выходного конца вала мм.

4. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням Определяем общее передаточное число привода

Принимаем - передаточное число цепной передачи ([1], стр.6);

Принимаем

5. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения для каждого вала привода

№ вала	Р, кВт	n, мин -1	Т, Н·м
1	= =5.41		= =53.8
2	= =5.25	= = =240	= = =208
3	= = = =5.11		= =424

5. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для шестерни и колеса

Исходные данные

Материалы и термическая обработка:

Колесо	Шестерня
Сталь 40Х, улучшение, HВ=269…302, HВср2=285, nз2=1 σт2=750 МПа	Сталь 40Х, закалка ТВЧ сквозная с охватом впадины (предполагаем m 3 мм), HRC=45…50, HRCср1=47,5, nз1=1 σт1=750 МПа

Частота вращения вала колеса n₂=240 об/мин.

Передаточное число U=4

Расчетный ресурс t_∑=15000 часов.

Передача работает с режимом III.

1. Коэффициент приведения ([2], стр.17) для расчетов на

контактную выносливость	КНЕ2=0,18	КНЕ1=0,18
изгибную выносливость	КFЕ2=0,06	КFЕ1=0,04

2. Число циклов N_G перемены напряжений ([2], стр.17), соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на

контактную выносливость	NHG2=20·106	NHG1=80·106
изгибную выносливость	NFG2=4·106	NFG1=4·106

3. Суммарное число циклов перемены напряжений

N∑2=60·tΣ·n2·nз2=60·15000·240·1= =213,6·106

NΣ1=NΣ2·U· =213,6·106·4·1/1= =1068·106

4. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений

   Для расчета на	Колесо	Шестерня
   контактную выносливость	NHE2=KHE2·NΣ2= =0,18·213,6·106= =38,4·106 > NHG=20·106	NHE1=KHE1·NΣ1= =0,18·1068·106= =192.24·106>NHG=80·106
   изгибную выносливость	NFE2=KFE2·NΣ2= =0,06·213.6·106= =12.8·106>NFG=4·106	NFE1=KFE1·NΣ1= =0,04·1068·106= =42.7·106>NFG=4·106

5. Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок

Контактная прочность

[σ]Нmax2=2,8σТ=2,8·750=2100 МПА

[σ]Hmax1=40HRCпов=40·47,5=1900 МПА

Изгибная прочность

[σ]Fmax2=2,74НВ2=2,74·285=780МПа

[σ]Fmax2=1430 МПа

где и - предельные допускаемые напряжения, МПа ([2], стр.21)

6. Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость

[σ]_Н=[σ₀]_Н· [σ]_Hmax

[σ₀]_H= ,

где - длительный предел контактной выносливости, МПа ([2], стр.21);

- коэффициент безопасности ([2], стр.21);

- допускаемое контактное напряжение, МПа ([2], стр.21)

[σ0]H2= = =581,5 МПа	[σ0]H1= = =839,5 МПа
[σ]Н2=[σ0]Н2· = =581.5 МПа <[σ]Hmax2=2100 МПа	σ]Н1=[σ0]Н1· = =839.5Мпа <[σ]Hmax1=1900 МПа

МПа

МПа

Принимаем

7. Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость

[σ0]F2= =293 МПа	[σ0]F1= =314 МПа
[σ]F2=[σ0]F2· =293 МПа<[σ]Fmax2=780 МПа	[σ]F1=[σ0]F1· =314 МПа<[σ]Fmax1=1430 МПа

где - длительный предел изгибной выносливости, МПа ([2], стр.21);

- коэффициент безопасности ([2], стр.21);

- допускаемое напряжение изгиба при неограниченном ресурсе передачи, МПа ([2], стр.21)

Коэффициенты нагрузки

При расчете на контактную выносливость:

При расчете на изгибную выносливость:

и - коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца;

и - коэффициенты динамической нагрузки

HB=269…302 < HB 350 => зубья считаем прирабатывающимися

Коэффициенты концентрации нагрузки

Х=0.6

Выбираем: =1,9 и =1,67

=>

=>

Определяем окружную скорость:

,

где С_υ=1600 ([2], стр.27);

Ψ_а=0,4 - симметричное положение колес относительно опор и передача с повышенной твердостью рабочих поверхностей зубьев ([1], стр.15);

=1,87 м/с

=>

=>