Спецификация

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт:

Дано:

F=4kH

υ=2м/c

d=420м

F=сила натяжения ленточного конвейера

Решение:

Общий КПД привода

КПД η =η₁ × η₂² × η₃ ×η₄

η = 0_,98 × 0_,99² × 0,95 × 0.99=0,903

η₁=0_,98

η₂=0_,99

η₃=0,95

η₄=0.99

Мощность на валу барабана:

Ρ_б=F_л× ν_л=4×2=8кВТ

Требуемая мощность электродвигателя:

Ртр = Р_б/η =8 / 0,9 = 8,8кВт

Угловая скорость барабана

ω=2×υ/Д_б=2×4/420=19,04

частото вращения барабана

n=30×19,04/π=181,9 об/мин

Принимаю электродвигатель асинхронный серии 4А закрытые обдуваемые (по ГОСТ 19523-81) марки 160S6

P=11кВТ

N=1000об/мин

S=2,7%

Номинальная частота вращения

N_дв=1000-27=973об/мин

ω =π×n\30=3×973/30=97,3

общее передаточное отношение привода

i=ω_дв/ω_б=97,3/19,04=5,1

передаточное отношение редуктора по ГОСТ 12289-76

u_р=5

передаточное отношение цепной передачи

u_ц=i/u_р

u_ц=13/5=2,6

Таблица1-угловые скорости и число оборотов валов

Вал А	nб=181,9	ωб=19,04
Вал В	n2=308,8	ω2=30,8
Вал С	n1=973	ω1=97,3

Вращающие моменты:

На валу шестерни:

Т₁= Р₁/ω₁= 8,8×10³/97,3=90Нм

На валу колеса:

Т₂=Т×₁u_р=90×3,15=200Нм

2. Рсчет зубчатых колес редуктора

Допускаемые контактные напряжения

[σ_н]=σ_{h limb}×K_hl/[S_h]=530×1/115=460,8

Принято для колеса

При длительной эксплуатации коэффициент долговечности

K_hl=1,

коэффициент безопасности

[ S_h]=1,15

σ_{h limb}=2НВ+70=530

σ_{h limb}=2×230+70=530

сталь марки 45; НВ=230; НВ_ш=240

коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию

ψ_вRe=0,285

K_hb=1,3

Внешний делительный диаметр колеса

d_e2=Kd׳√T₂× K_hb×U_p/[σ_н]²× (1-0,5 ψ_вRe)²× ψ_вRe

d_e2=99׳√200×1,3×3,15/(460)²(1-0,5×0,285)²×0,285=264

принимем по ГОСТу:

d_e2=250

примим число зубьев

шестерни:

z₁=25

колеса:

z₂= z₁×u_p=25×3,15= 78,75

u=z_2/z₁=78,75/25=3,15

внешний окружной модуль:

m_e= d_e2/ z₂=250/78,75=3,3

Проверка:

d_e2= m_e× z₂=3,3×78,75=264

углы делительных конусов

ctgδ=u=3,16;

внешнее конусное расстояние R_e и длина зубьев В

R_e=0,5 m_e√z₁²+z₂²

R_e=0,5√25²+78,75²=136

Ширина шестерни

b= ψ_вRe× R_e=38,7

b=0,285×136=38,7

внешний делительный диаметр шестерни

d_e1= m_e ×z₁=82,5

d_ae2= d_e2+2 m_e×cosδ=266

средний окружной модуль

m=69,5/25=2,7

коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

ψ_вd=b/d₁=38,7/69,5=0,5

средняя окружная скорость колёс

υ=97,3×69,5/2=3,3

для коническихпередач обычно назначает 7-ю степень точности для проверки контактных напряжений определим коэффициент нагрузки.

Проверка:

K_h=K_hb×K_hα×K_hi=1,35×1×1,05=1,3

Проверяем контактное напряжение

σ_н=335/ R_e-0,5b√T₂×K_h√(3,16²+1)³/b×u²=450МПа<460МПа условия обеспечены

силы в зацеплении:

F_t=2T₁/d₁

F_t=2×90/82,5=2,1

Tg20=0,364

радиальная для шестерни, равнвя осевой для колеса

F_r1=F_a2=F_t×tgα×sinδ₁=2,1×0,364×0,955=0,7=730

Осевая для шестерни, равная радиальной для колеса

F_a1= F_r2=F_t×tgα×sinδ₁=2,1×0,364×0,298=0,2=227

Θ=0,85

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

σ_f= F_t×K_f×Y_f/ Θ_f×b×m≤[σ_f]

коэффициент нагрузки

K_f= K_fв ×K_fv;

Y_f- коэф формы зубьев выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев;

_НВ<350:

K_fв=1,38

K_fv=1,45

V=4,35м/с

Kf=1,38×1,45=2

Для шестерни: Zv₁=z₁/cosδ₁=26

Для колеса: Zv₂=z₂/ cosδ₂=258

Y_f1=3,88;

Y_f2=360;

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

[σ_f]= σ _flimb/[S_f]

HB<350;

σ _flimb=1,8HB

для шестерни:

σ _flimb=1,8×230=414

для колеса:

σ _flimb=1,8×240=432

коэф запаса прочности

[S_f]= [S_f] × [S_f]^''

S_f=1,75

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость для шестерни

[σ_f1] = σ _flimb/[S_f]=432/1,75=246МПа

[σ_f2] = σ _flimb/[S_f]=414/1,75=236МПа

Отношение для шестерни

[σ_f1]/ Y_f1=63,6

Отношение для колеса

[σ_f2]/ Y_f2=0,6

Проверяем зуб колеса

σ_f1= F_t×K_f×Y_f/ Θ×_fb×m=183<236

условия выполняются

3. Предворительный расчет валов:

Крутящие моменты в сечении вала

ведущего:

Т_к1=Т₁=90Нм

Ведомого:

Т_к2=Т_к1×u_p=90×3,15=283,5

Ведущий вал:

d_b1=³√T_k1/0,2[τ_k]=28,2мм

d_b2=³√70750=41,3мм

принимаю 42

диаметр под подшипники:

d_p1=40мм

диаметр подшипника под шестерни:

d_k1=28мм

d_k2=48мм

d_p2=54мм

4. Конструктивные размеры

Длина посадочного участка

l_ст=в=38,7=40

колесо коническое зубчатое кованное

d_ae2=266

в₂=38,7

диаметр ступицы:

d_ct=1,6 ×d_k2=76,8

длина ступицы:

l_ст=1,5× d_k2=72

принимаю 80

толщина обода:

δ₀=4×m=4×2,7=10,8

толщина диска:

с=0,17× R_e=0,17×136=23,12

5. Конструктивные размеры корпуса:

δ =0,05 R_e+1=7,8

δ₁=0,04 R_e+1=6,44

толщина фланцев корпуса и крышки: верхнего пояса корпуса и пояса крышки

в=1,5 δ=11,7

в₁=1,5 δ₁=9,66

нижнего пояса корпуса:

р=2,35 δ=18,33

6. Расчет цепной передачи:

Вращ момент на ведущей звездочке

Т₃=Т₂=200Нм

Передаточное число цепной передачи:

U_ц=5,1/3,15=1,6

Число зубьев ведущей звездочке: Z₃=31-2 ×U_ц=27,8 принимаю 28

Z₄= Z₃×U_ц=44,4 принимаю 45

T≥2,8³√T₃×1,25/Z₃×20=21,4

Принимаю: 22

Цепь марки пр25,4; t=25,4; Q=60кН; q=2,6; A_OП=179,7

Скорость цепи

V= Z₃×t×n₂/60×10³=3,1

Окружная сила:

F_tц=Т₂×ω₂/v=1987H

Проверяем давление в шарнире:

Р= F_tц×К_э/ A_OП=13,8МПа допускаемое.

Условия выполнены.

Межосевое расстояние

А_ц=50×t=50×22=1100=1,1

Cилы действующие на цепь

F_v=q×v²=24,9

F_f=9,8×K_f× q× А_ц=42,042

Расчетная нагрузка на валы

F_b= F_tц+2× F_f=1987+2×42,042=2068Н

Диаметр ведущей звездочке делительной окружности

d_d3=t/sin180/z₃=196,4

наружной окружности:

d_e3= t(ctg6,4+0,7)-0,3×d₁=188,1