Проверку выбранного электродвигателя на перегрузку производим по условию:

где: – номинальная мощность двигателя по каталогу, кВт;

– максимальный момент при эксплуатации (по графику нагрузки), Н*м;

– асинхронная частота вращения вала электродвигателя по каталогу, об/мин;

 – кратность пускового момента по каталогу на электродвигатель.

Так как 2,2кВт ≥ 2,09 кВт то условие выполняется, поэтому окончательно выбираем электродвигатель 112МА8, , 𝛹𝑛=2,2, 𝑃таб = 2,2 кВт;

Исполнение 112МА8

Рис. 1 – Эскиз выбранного электродвигателя

Таблица 1

L3	D4	H2	B1	H1	B	D5	L1
80	32	35	10	112	230	12	140

1.4 Составление таблицы исходных данных

Таблица исходных данных позволяет начать проектирование с любого элемента кинематической схемы привода.

𝑛3 ≈ 𝑛ИМ

𝑇3 ≈ 𝑇

При расчете P1 за мощность электродвигателя принимается номинальная расчетная – Pрн , полученная по формуле:

где: T – номинальный вращающий момент на ИМ, кНм;

– общий КПД привода;

 – угловая скорость вращения вала ИМ конвейера, рад/с.

Составляем таблицу исходных данных:

Таблица 2 – Исходные данные

№ валов
1
2
3

Проверка правильности расчетов

;

;

где: T – номинальный вращающий момент на ИМ, Н*м; Погрешность составляет 2% (меньше 5%), что допустимо.

2. Расчет закрытой передачи

Исходные данные: - вращающий момент на шестерне;

- частота вращения шестерни;

-частота вращения колеса;

- передаточное число.

Выбор твердости, термической обработки и материала колес.

В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и материалы для их изготовления.

Вал с шестернею будет изготовлен из улучшение и закалка ТВЧ стали 40Х:

50HRC; 484HB

Допускаемые контактные напряжения [𝜎]𝐻1 для шестерни и [𝜎]𝐻2 для колеса определяют по общей зависимости, учитывая влияние на контактную прочность долговечности (ресурса), шероховатости сопрягаемых поверхностей зубьев и окружной скорости:

где: – коэффициент запаса прочности

– коэффициент долговечности;

– коэффициент, учитывающий шероховатость сопрягаемых поверхностей зубьев;

– коэффициент, учитывающий окружную скорость;

– предел контактной выносливости.

Предел контактной выносливости 𝜎Н 𝑙𝑖𝑚 вычисляют по эмпирическим формулам в зависимости от материала и способа термической обработки зубчатого колеса и средней твёрдости (HBср или HRCср) на поверхности зубьев.

Согласно таблице для нашей стали формула нахождения контактной выносливости выглядит следующим образом:

Минимальные значения коэффициента запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой материала 𝑆𝐻 = 1,1;

Коэффициент долговечности 𝑍𝑁 учитывает влияние ресурса:

Число циклов, соответсвующее перелому кривой усталости, определяют по средней твердости поверхности зубьев:

где – среднее значение твердости рабочей поверхности зуба шестерни и колеса в единицах HB.

Ресурс 𝑁𝑘 передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин–1 , и времени работы Lh ч:5

где 𝑛3 – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот (численно равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым)

В общем случае суммарное время Lh (ч) работы передачи вычисляют по формуле:

где L – число лет работы;

𝐾год – коэффициент годового использования передачи (𝐾год ≤ 1);

𝐾сут – коэффициент суточного использования передачи (𝐾сут ≤ 1).

Отсюда найдем ресурс шестерни и колеса по формуле:

В соответствии с кривой усталости напряжения 𝜎Н не могут иметь значений меньших 𝜎Н 𝑙𝑖𝑚. Поэтому при 𝑁𝑘 >𝑁𝐻𝐺 принимают 𝑁𝑘 =𝑁𝐻𝐺.

Для длительно работающих быстроходных передач 𝑁𝑘 ≥𝑁𝐻𝐺 и, следовательно 𝑍𝑁=1.

Коэффициент 𝑍𝑅, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, принимают для зубчатого колеса пары с более грубой поверхностью в зависимости от параметра Ra шероховатости (ZR= 1...0,9). Большие значения соответствуют шлифованным и полированным поверхностям (Ra = 0,63... 1,25 мкм).

Отсюда ZR= 1.

Отсюда

Определяем допустимые контактные напряжения по формуле:

Допускаемых напряжений изгиба зубьев шестерни и колеса определяются по общей зависимости:

где – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, установлен для нулевого цикла напряжений и определяется в зависимости от способа термической обработки;

– коэффициент долговечности;

– коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса;

– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;

-коэффициент запаса прочности Предел выносливости 𝜎𝐹 𝑙𝑖𝑚 вычисляют по эмпирическим формулам.

Минимальные значения коэффициента запаса прочности:

Коэффициент долговечности учитывает влияние ресурса:

Где 𝑞 = 6 – для улучшенных зубчатых колес;

Для длительно работающих быстроходных передач 𝑁𝑘 ≥ 𝑁𝐹𝐺 следовательно, 𝑌𝑁=1.

Коэффициент 𝑌𝑅, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, принимают 𝑌𝑅 = 1,1.

Коэффициент 𝑌𝐴 учитывает влияние двустороннего приложения нагрузки. При одностороннем приложении нагрузки 𝑌𝐴 = 0,75.

Допускаемые напряжения изгиба по формуле: