1. Энергетический и кинематический расчет привода.

1.1 Выбор электродвигателя.

Определяем мощность на барабане конвейера:

, где ,

тогда получим, что .

С учетом потерь в элементах привода требуемая мощность электродвигателя:

, где

Тогда .

Выбираем асинхронный электродвигатель из учета соотношения:

. следовательно принимаем двигатель 4А132М4У3 (S%=2,8 )

Определим асинхронную частоту вращения электродвигателя:

1.2 Уточнение передаточных чисел привода.

Общее передаточное число привода: ; ; т.к. принимаем

, тогда

1.3 Определение частот вращения и вращающих моментов на валах.

Определяем частоту вращения валов привода: (ведущий вал);

. Условие выполняется.

Определим крутящий момент на валах:

- ведомый вал; - ведущий вал.

2. Расчет ременной передачи.

, где тогда

Учитывая принимаем клиновой ремень сечения Б, с параметрами:

.

Диаметр ведущего шкива:

Диаметр ведомого шкива: По ряду R40 принимаем Допускаем, что

Определим требуемую минимальную длину ремня:

Принимаем исходя из условия .

Уточняем межосевое расстояние:

.

.

Уточняем угол охвата ведущего шкива:

.

Определим линейную скорость ремня:

Определим число пробегов ремня:

.

Определим требуемое число ремней:

, где

Таким образом Получаем, что число необходимых ремней-5 шт.

Определяем силу предварительного натяжения ремня:

F₀ = = = 149,5[H]

F_tp – полезная передаваемая окружная сила;

F_tp = = 867,14[H];

Сила давления на валы:

F_B = 2*F₀*z*sin = 1420,5 [H].

3. Расчет зубчатой передачи.

3.1 Выбор материалов и допускаемых напряжений.

Для изготовления зубчатого колеса принимает сталь 40ХM, оптимальный вид термообработки – ТВЧ, HRC=55.

Определим контактные напряжения по формуле:

; , где

;

.

; ;

.

Тогда

[МПа]

Определим допускаемые напряжения изгиба:

; , где

где

.

Тогда

Получим:

.

3.2 Проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи.

Из условия контактной прочности зубьев, определим межосевое расстояние:

Назначим модуль зацепления m=2,5. Определим суммарное число зубьев шестерни и колес.

Назначим угол , значит

Уточняем угол наклона зубьев:

получим .

Определим число зубьев шестерни:

, принимаем тогда число зубьев колеса

Т.к.

Определим диаметры делительных окружностей:

Проверка межосевого расстояния:

Диаметры окружностей выступов ( и впадин( :

Рабочая ширина зубчатого колеса:

3.3 Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи.

Определяем окружную скорость в зацеплении:

По таблице принимаем 8-ю степень точности.

Определим силы в зацеплении:

Определим радиальные силы:

Определим осевые силы:

Определим фактические контактные напряжения:

, где

,

;

Тогда получим, что .

Условие выполняется.

Определим более слабые зубчатые пары:

, где

;

Таким образом получим:

Условие выполняется.

4. Конструирование основных деталей редуктора.

4.1 Проектный расчет валов.

Ориентировочно определим диаметры хвостовиков:

[мм]. Получим, что

.

Принимаем подшипник легкой серии «36207»:

.

.

По [1] П17, в зависимости от крутящего момента на ведомом валу выбираем соединительную муфту типа МУВП:

Принимаем подшипник легкой серии «36214»:

.

.

Диаметр упорного бурта: .

4.2 Конструирование зубчатого колеса.

[..................................................................]

4.3 Расчет шпоночных соединений.

4.3.1 Шпонка ведущего вала.

Учитывая, что то по [1] П18 имеем:

, где ;

Общая длина шпонки:

.

4.3.2 Шпонка ведомого вала.

Учитывая, что то по [1] П18 имеем:

, где ;

Общая длина шпонки:

; .

4.4 Эскизная компоновка.

[……………………………………………………………………………]

5. Проверочный расчет валов.

5.1 Расчет валов на статическую прочность.

5.1.1 Ведущий вал.

F

F_t

1

2

0

_t = 5525,78[H], F_r = 2098,66[H], F_a = 1647,08[H], T₁ = 144,14

d_w1/2

F_r

F_a

Y_A

T₁

Y_B

A

X_B

B

X_A

F_b

l₁

l₂

l₂

127,08

147,02

46,7

144,14

T

Y_B

Y_a = = 4534,9[H];

Строим эпюры:

M₀^xz = 0;

M₁^xz = 0;

M₂^xz = x_al₂ = 127,09[Нм];

M₀^yz = 0;

M₁^yz = F_bl₁ = 147,02[Нм];

M₂^yz(-Δ) = F_b(l₁ + l₂) – Y₂l₂ = 3,76[Нм];

M₂^yz(+Δ) = F_b(l₁ + l₂) – Y₂l_{2 +} F_a = 46,7[Нм];

Определяем изгибающий момент в сечении 1:

M₁ = M₁^yz = 147,02[Нм];

M₁^Э = = 182,65[Нм];

=

M₂^э = = 166,89[Нм];

𝛔₂ =

5.1.2 Ведомый вал.

1

0

F_r

X_C

C

2

F_M

Y_D

F_t

F_a

d_w2/2

Y_C

T₂

l₆

l₅

l₆

M^xz, Нм

M^yz, Hм

T₂, H

670

471,75

178,7

-74,81

800

-74,81

-74,81

D

X_D

X_D = = 7540,4[H];

X_C = = 9530,3[H];

Y_D

Y_C = = -1511,4[H];

Строим эпюры:

M₀^xz = 0;

M₁^xz = ;

M₂^xz = x_c2l₂ – F_tl₆ = 670[Нм];

M₀^yz = 0;

M₁^yz(-Δ) = Y_c l₆ = -74,81[Нм];

M₁^yz(+Δ) = Y_Dl₆ = 178,7[Нм];

Определяем изгибающий момент в сечении 1:

M₁ = = 477,6[Нм];

M₁^Э = = 766,9[Нм];

=

M₂^э = = 899,4[Нм];

𝛔₂ =