2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

(По табл.1.1[1]) примем:

КПД пары цилиндрических зубчатых колес η₁ = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, η₂ = 0,99; КПД открытой цепной передачи η₃ = 0,92; КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, η₄ = 0,99.

Общий КПД привода (Рис. 2.1)

η=η₁η₂²η₃η₄= 0,98·0,99²·0,92·0,99 = 0,875.

Требуемая мощность электродвигателя

_{Угловая скорость барабана}

Частота вращения

При выборе электродвигателя учитываем возможность пуска транспортера с полной загрузкой. Поэтому выбираем двигатель с повышенным пусковым моментом.

(В табл. П5[1]) (см. приложения) по требуемой мощности подходят двигатели: АОП2-71-6 N=17 кВт, n_дв=970 об/мин и

АОП2-62-4 N=17 кВт, n_дв=1440 об/мин.

Двигатели с меньшей частотой вращения не рекомендуются из-за относительно большой массы.

Двигатель АОП2-71-6:

Передаточное отношение Намечаем ориентируясь на

[табл. 1.2(см. гл. I[1])], частные передаточные числа редуктора i_р=5;

цепной передачи

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и барабана:

n₁= n_дв=970 об/мин;

;

Двигатель АОП2-62-4:

Передаточное отношение Намечаем ориентируясь на

[табл. 1.2(см. гл. I[1])], частные передаточные числа редуктора i_р=5;

цепной передачи

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и барабана:

n₁= n_дв=1440 об/мин; ;

Из двух названных марок предпочтение следует отдать второй, так как этот двигатель подходит по значениям частоты вращения и угловой скорости.

3. Расчет зубчатых колес редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристикам (табл.3.3[1]): для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка-­улучшение, 110 твердость на 30 единиц ниже НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По (гл.3 табл.3.2[1]) для углеродистых сталей с твер­достью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)

2HB + 70

К_HL- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуа­тации редуктора, принимают К_HL =1; коэффициент безопасности 1,15.

Принимаем допускаемое значение по колесу

Н/мм²

Вращающий момент на валу шестерни

Коэффициент К_нβ , несмотря на симметричное расположение колёс относительно опор (см. рис.2.1), примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев.

Принимаем предварительно (по табл.3.1 [1]) как случае, несимметричного расположения колес, значение К_нβ =1,25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по (гл.3 формуле 3.7[1])

мм,

Здесь принято .Ближайшее стандартное значение = 200 мм.

Нормальный модуль зацепления

, мм; принимаем = 2,5 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса :

Принимаем =26; тогда

Уточнённое значение угла наклона зубьев

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

мм;

мм;

Проверка:

мм,

диаметры вершин зубьев:

мм;

мм;

ширина колеса мм;

ширина шестерни мм = 85мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи

м/с.

При такой скорости следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки

Значения даны в (табл.3.5[1]); при , твердости НВ 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи 1,155.

(По табл.3.4[1] ) при =3,38 м/с и 8-й степени точности 1,08.

(По табл.3.6[1] ) для косозубых колес при 5 м/с имеем = 1,0. Таким образом,

.

Проверка контактных напряжений по формуле :

< [σ]_Н

Силы, действующие в зацеплении: [см. гл.VI [1]]

окружная Н;

радиальная Н;

осевая Н.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по

формуле:

.

Здесь коэффициент нагрузки .

(По табл.3.7[1] ) при 1,275, твердости <HB 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор = 1,33.

(По табл.3.8[1]) = 1,3.

Таким образом, коэффициент K_F = 1,33 ·1,3 = 1,73.

Y_F – коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев (см. пояснение к формуле 3.25[1]):

у шестерни

у колеса

При этом = 3,84 и = 360.

Допускаемое напряжение по формуле:

.

(По табл.3.9[1]) для стали 45 улучшенной при твердости

НВ 350 1,8НВ.

для шестерни 1,8·230 = 415 Н/мм²;

для колеса 1,8·200=360 Н/мм².

- коэффициент запаса прочности (см. пояснение к формуле 3.24[1]), где =1,75, =1 .Следовательно, = 1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни = Н/мм²;

для колеса = Н/мм².

Находим отношения :

для шестерни = 62 Н/мм²;

для колеса = 57,5 Н/мм².

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты и (см. пояснение к формуле 3.25[1]):

;

для средних значений коэффициента торцового перекрытия и 8-й степени точности

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

Условие прочности выполнено.