1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Определим мощность двигателя по формуле:

кВт(1.1)

где Р_б – мощность на барабане;

η_о- общий к.п.д. привода

Мощность на барабане

кВт(1.2)

Общий к.п.д. привода для рассматриваемого случая

(1.3)

Значения КПД отдельных элементов привода выберем в соответствии с имеющимися рекомендациями /1, табл.1.1/:

КПД муфты – (в приводе две муфты).

КПД одной пары подшипников качения (в приводе 4 пары подшипников).

КПД закрытой зубчатой передачи – (в приводе две зубчатые передачи).

Принимаем η_п = 0,99;η_м= 0,98;η_з.п.= 0,97.

Тогда

кВт

Определим угловую скорость и частоту вращения барабана:

Угловая скорость:

рад/с(1.4)

где: v- скорость транспортной ленты,м/с;

- диаметр барабана,м.

Частота вращения барабана:

об/мин(1.5)

об/мин

Определим диапазон значений общего передаточное отношения привода, учитывая, что средние значения передаточных отношений одной ступени цилиндрической зубчатой передачи обычно равны і = 3 – 6/1, табл.1.2/:

(1.6)

об/мин(1.7)

По вычисленным значениям ивыбираем двигатель 4АМ100L4УЗ со следующими основными характеристиками:

- мощность двигателя по каталогу

- частота вращения

- диаметр выходного конца вала

- кратность максимального вращающего момента .

Определим общее передаточное отношение

(1.8)

Для уменьшения габаритов многоступенчатых зубчатых передач передаточное отношение предыдущей ступени рекомендуется назначать на больше передаточного отношения последующей ступени, т.е. для нашего случая:

(1.9)

Определяем :

По СТ СЭВ 221-75 назначаем стандартные значения передаточных чисел:

.

Тогда u₀ =u₁·u₂= 18

Определим отклонение скоростных параметров привода от заданных значений:

(1.10)

, что допускается.

Произведем кинематический расчет привода, определяя частоты вращения и угловые скорости валов редуктора, а также вычислим мощности и вращающие моменты на валах. Расчет ведем по требуемой мощности на барабане транспортера. (Возможен вариант расчета на полную мощность двигателя).

(1.11)

(1.12)

(1.13)

(1.14)

Результаты расчета занесем в таблицу:

Таблица 1.1. Результаты кинематического расчета редуктора.

	Вал	n,об/мин	ω,с-1	Р,кВт	Т,Н∙м
1	быстроходный	1430	149,67	3,75	25
2	промежуточный	317,78	33,26	3,56	107
3	тихоходный	79,44	8,32	3,38	406

2. Расчет зубчатых передач редуктора

2.1. Выбор материала зубчатых колес

В связи с отсутствием специальных требований по надежности и габаритам передачи, исходя из критерия экономичности, в качестве материалов зубчатых колес выберем конструкционную углеродистую сталь 45, термообработка – улучшение. В частности:

- для шестерен: сталь 45 с твердостью НВ 300;

- для колес: сталь 45 с твердостью НВ 270.

2.2. Определение допускаемых напряжений

Допускаемое контактное напряжение:

МПа(2.1)

где: - предел контактной выносливости материала зубьев при базовом числе

циклов нагружения;

- коэффициент долговечности;

- коэффициент безопасности.

(2.2)

где: НВ– твердость соответствующей детали.

Присвоим индексы зубчатым колесам: шестерня первой ступени – 1, колесо первой ступени – 2, шестерня второй ступени –3, колесо второй ступени – 4.

Пределы контактной выносливости материалов зубьев:

(2.3)

где: - базовое число циклов нагружения, зависящее от твердости материала:

- для шестерен 1 и 3: при НВ 300 = 24∙10⁶

- для колес 2 и 4: при НВ 270 = 20∙10⁶

N_НЕ –эквивалентное число циклов

(2.4)

где: n– частота вращения рассматриваемых колес;

t– срок службы передачи.

Так как во всех случаях выполняется условие коэффициент долговечности.

При однородной структуре материала зубьев, обеспечиваемой принятым видом термообработки (улучшение), коэффициент безопасности =1,1. Тогда

;

.

Расчетное контактное напряжение для косозубой передачи:

МПа(2.5)

Расчетное контактное напряжение для прямозубой передачи

МПа(2.6)

Тогда

;

.

Допускаемое напряжение изгиба:

МПа(2.7)

где: - предел изгибной выносливости материала зубьев при базовом

числе циклов нагружения;

МПа(2.8)

k_FL– коэффициент долговечности

где: = 4∙10⁶- базовое число циклов нагружения;

- эквивалентное число циклов нагружения.

В случаях коэффициент долговечности принимается равным.

- коэффициент, учитывающий характер приложения нагрузки: для реверсивного режима работы; для нереверсивного -k_FC = 1.

Принимаем k_FC =0,8

- коэффициент, зависящий от способа получения заготовки (поковка, штамповка, прокат, литье);. Назначаем в качестве заготовок для зубчатых колес штамповки. Тогда, и допускаемые напряжения изгиба