1. Кинематический расчёт привода

1. 1.1. Выбор электродвигателя

1.1.1. Частота вращения выходного вала привода

, об/мин.

где линейная скорость конвейера,м/с;диаметр приводного органа, м:

м,

где мм – шаг тяговой цепи,– число зубьев тяговой звёздочки.

Подставим полученные значения в формулу

об/мин.

1.1.2. Ориентировочное значение передаточного числа привода на основании рекомендаций, представленных в табл.1 [1],

,

где передаточное число цепной передачи;передаточное число редуктора.

Тогда, .

Разобьем передаточное число редуктора по ступеням по табл.2 [1], откуда

для тихоходной передачи ,

для быстроходной передачи .

1.1.3. Ориентировочное значение частоты вращения вала двигателя

об/мин.

1.1.4. Коэффициент полезного действия привода (КПД)

гдезубчатой цилиндрической передачи;муфты;цепной передачи;подшипников скольжения;подшипников качения.

.

1.1.5. Потребная мощность двигателя

кВт.

1.1.6. Согласно ГОСТ 19523 – 81 (табл.4, [1]), выбираем электродвигатель мощностью с частотой вращения вала, близкой к. Параметры двигателякВт,об/мин, его установочные и габаритные размеры распечатаны на листе.

1.2. Уточнение передаточного числа привода

1.2.1. Действительное передаточное число привода

2. .

1.2.2. Сравним действительное передаточное число привода и ранее принятое ориентировочно: ,расхождение более.

1.2.3. Проведём корректировку передаточного числа привода за счёт цепной передачи

.

Подбор электродвигателя можно осуществить с программного комплекса на ЭВМ. Пример такого расчёта представлен на рис.П2.2.

1.2.4. Частоты вращения всех валов привода:

об/мин;

об/мин;

об/мин;

об/мин.

1.2.5. Мощности, передаваемые валами:

кВт;

кВт;

кВт;

кВт.

1.2.6. Крутящие моменты на валах:

Нм;

Нм;

Нм;

Тяговое усилие [кН] Р=17,00

Скорость приводного органа [м/с] V= 0,40

Диаметр приводного органа [м] D= 0,32

Мощность на выходном валу (NW=P∙V) [квт] NW= 6,80

Обороты выходного вала (n=60∙V/3.14/D) n= 23,66

Общее КПД привода n= 0,823

Эффективная (потребная) мощность (Nf=NW/h) Nf= 8,26

Электродвигатели асинхронные по ГОСТ 19523-8

Синхронная (теоретическая) частота вращения вала n=1500 об/мин

Nп/п	Тип	n, кВТ	n, об/мин	М пуск/М, ном	G∙D2, H∙м2
10	4А132М4	11,0	1460	2,2	1,6

Передаточное число привода (U= n дв./n вых.) U= 61,71.

Оптимальность конструкции привода во многом зависит от правильности распределения передаточного числа привода по передачам схемы задания

U=U1∙U2∙U3…∙U1. Решайте эту задачу обдуманно.

Нм.

Рис.П2.2. Подбор двигателя с помощью ЭВМ

(вид распечатки на принтере)

2. Выбор материала и термообрабртки

Основным материалом для изготовления зубчатой пары примем сталь 40ХН (табл.8, [1]). Термообработка колеса – улучшение, твёрдость НВ 269…302; термообработка шестерни – улучшение + закалка ТВЧ, твёрдость поверхности НRС 48…53.

2.1. Допускаемые контактные напряжения при расчёте на выносливость определяются отдельно для зубьев шестерни и для колесапо выражению

,

где предел контактной выносливости, соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений, МПа;коэффициент безопасности (табл.9,[1]);коэф-фициент, учитывающий, шероховатость рабочих поверхностей зубьев (при,при,, примкм);коэф-фициент, учитывающий влияние окружной скорости ().

Общее время работы привода

где лет – срок службы, в годах;коэффициент суточного использования;коэффициент годового использования.

ч.

Коэффициент долговечности

,

где базовое число циклов изменения напряжений;эквивалентное число циклов изменений напряжений.

,

где величинаi-го момента гистограммы; величина расчётного момента;частота вращения вала, по которому ведётся расчёт передачи, об/мин;

для вала 1 циклов;

для вала 2 циклов;

для вала 3 циклов.

Базовое число циклов для шестерни , для колеса.

Коэффициент долговечности:

,

,

.

Так как , то принимаем. Предел контактной выносливости

,

где предел контактной выносливости, соответствующий общему числу циклов перемен напряжений, МПа (табл.9, [1]).

МПа,

МПа,

МПа,

МПа.

Допускаемое контактное напряжение:

МПа,

МПа,

МПа.

В качестве допустимого контактного напряжения, учитывая большую разность средних твёрдостей активных поверхностей зубьев их колёс, принимаем меньшее из двух полученных по зависимостям:

МПа;

МПа;

МПа

Мпа.

Принимаем МПа,МПа.

2.2. Проверочный расчёт зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба и, которые определяются по выражению

,

где предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений, МПа;коэффициент безопасности (табл.10,[1]);коэф-фициент, учитывающий шероховатость рабочих поверхностей зубьев;коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости.

Эквивалентное число циклов перемен напряжений

,

где при;при;

для вала 1 циклов;

для вала 2 циклов;

для вала 3 циклов.

Коэффициент долговечности

,

где базовое число циклов перемен напряжений.

;

;

.

Таблица П2.1

Выбор допускаемых напряжений (расчёт проведён ЭВМ)

	№ ступени	Материал	Твердость	[σ] f	[σ] h
Шестерня	1	40ХН	50	223	831
Колесо	1	40ХН	280	216	544

	№ ступени	Материал	Твердость	[σ] f	[σ] h
Шестерня	2	40ХН	50	223	831
Колесо	2	40ХН	280	216	623

Окончание табл. П2.1

Исходные данные:

Количество ступеней моментов на гистограмме	2
Момент на 1-й ступени (в долях от номинального момента)	1,00
Продолжительность работы с 1-м уровнем момента (в долях от общего срока службы)	0,50
Момент на 2-й ступени (в долях от номинального момента)	0,30
Продолжительность работы с 2-м уровнем момента (в долях от общего срока службы)	0,50
Количество валов в приводе	3,000
Количество валов в редукторе	3,000
Частота вращения ведущего вала редуктора	1460
Срок службы привода (в годах)	6,00
Коэффициенты работы привода: Ксут Кгод	0,300 0,600
Передаточное число 1-й ступени привода	5,570
Передаточное число 2-й ступени привода	4,310

Промежуточные результаты расчёта:

Номер вала		Nсум.	Kf		Kh
1	425571424			1,000	1,000
2		76404200	1,000		1,000
3		17727192	1,000		1,145

Базовые значения циклов перемены напряжения
Для зубчатых передач при расчете на изгиб	4х106
Для зубчатых передач при расчете на контактные напряжения	40х106
Для червячных передач при расчете на изгиб	106
Для червячных передач при расчете на контактные напряжения	106

Предел выносливости зубьев

,

где предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжения, МПа (табл.10,[1]).

МПа; МПа;

МПа.

Допускаемые напряжения на изгиб:

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

Аналогичный расчёт допускаемых напряжений можно провести на ЭВМ, что позволяет расширить диапазон поиска необходимого материала (см.табл.П2.1).