2. Выбор электродвигателя

Определим КПД привода.

,

где - КПД зубчатой передачи, =0,98.

- КПД пары подшипников, = 0,99;

- КПД ременной передачи, = 0,95;

.

Определим требуемую мощность электродвигателя.

кВт

Мощность на валу барабана.

кВт

угловая скорость барабана.

c^-1

Частота вращения барабана

Об/мин

По ГОСТ 19523-81. По требуемой мощности =3,67 кВт. Выбираем трехфазный асинхроныи короткозамкнутый серии 4А закрытый оборудованный с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 112МВ6У3 с параметрами 5.1%.

Номинальная частота вращения.

3. Кинематический расчет.

Передаточное отноение.

Намечаем для редуктора =4 тогда для клино ременнои передачи

ведущего вала редуктора

Определим мощности на валах

Определение угловых скоростей

Определение частот вращающихся валов

Определение вращающих моментов

4. Расчет ременной передачи.

Исходные данные

Р_тр = 3,67 кВт n_дв = 949 мин^-1

U_р=2,48 = 0,015

1. По нанограмме в зависимости от частоты вращении меньшего шкива n₁

(n₁=n_дв=949мин^-1) и передоваемои мощности Р=P_тр=3,67кВт принемаем сечение А

2. Вращающии момент

3. Диаметр меньшего шкива

Округляем до ближайшего большего значения по стандартному ряду диаметров чугунных шкивов.

4. Диаметр большего шкива с учетом относительного скольжения = 0,015.

Принимаем

5. Уточняем предаточное отношение:

Рамсхождение с тем что было получено по первоначальному расчету

6. Межосевое расстояние сдедует принемать в интервале

Где Т₀=8 ммпринемаем предварительно близкое значение

7. Расчетная длина ремня

Ближаищее значение постандарту Расчетная длина ремня

8. Уточненное значение межосегого расстояния с учетом стандартнои длины ремня

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L=14мм и увеличения 0,025L=35мм

9. Угол обхвата на малом шкиве

10. Коофицент режима работы учитывающии условия эксплуатации передачи для привода к ленточнорму конвееру при односменной работы

11. Коофицент учитывающий влияние длины ремня для ремня сечения А L=1400мм

12. Коофицент учитывающии влияние угла обхвата при

13. Коофицент учитывающий число ремнеи в передаче предпологая что число ремнеи в передаче будет от 3 до 6

14. Число ремнеи в передачи

15. Натяжные ветви клинового ремня

Где скорость

Тогда

16. Давление на валы

17. Ширина шкивов В_ш

5. Расчет зубчатых колес редуктора.

Выбираем материалы по средним механическими характеристиками (табл. 3.3).

для шестерни – сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ230

для колеса – сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ200

Допустимые контактные напряжение

где - предел контактной выносливости (табл. 3.2)

= 2НВ+70 ё

- коэффициент долговечности,

При числе цыклов нагружени больше базогово, что имеет место при длительнои эксплуатации редуктора принемают = 1,0 ; =1,10

Для шестерни

Для колеса

где - коэффициент нагрузки (табл. 3.1.)

= 1,25

- коэффициент ширины венца принемаеться по межосевому растоянию

межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностеи зубьев

Где а передаточное число

Ближаишее значение межосегого расстояния по ГОСТ 2185-66 = 224 мм.

Нормальный модуль зацепления принемаем по следушеи рекомендации

принимаем по ГОСТ 9563-60* =4 мм.

Определяем суммарное число зубьев

Определяем число зубьев шестерни колеса

Основные размеры шестерни и колеса диаметры длительные

проверяем

Диаметр вершины зубьев

Ширина колеса

Ширина шестерни

мм

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колес и степень точности передачи

Принимаем 8-ю степень прочности для прямозубых колес при скорости до 10 м/с.

Коэффициент нагрузки

,

При и НВ<350 и несиметричном расположении колес

(таб.3.5)

При и 8-и степени точности (табл.3.4)

Для прямозубых колес при скорости менее =1,0 (табл. 3.6),

= 1,06∙1,06∙1,0 = 1,1236

Проверяем контактные напряжения

Силы действующие в зацеплении

Окружная

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба.

,

где - коэффициент нагрузки

,

где коэффициент, учитывающий неравномерность распределения загрузки по длине зубьев

- коэффициент динамичности (табл. 3.8)

- коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентности числа зубьев .

у шестерни

у колеса

Коэффициенты , (см. с.42)

Определим допускаемое напряжение

,

где = 1,8 НВ

для шестерни = 1,8∙230 = 415 Н/мм²

для колеса = 1,8∙200 = 360 Н/мм²

Коэффициент безопасности S_F=[S_F]’[S_F]” По табл. 3.9 [S_F]’=1,75 для ст.45 улучшенной; коэффициент [S_F]”=1 для поковок и штамповок, Следовательно [S_F]=1.75

Допускаемые напряжения

для шестерни

для колеса

Находим отношение

для шестерни

для колеса

Проверка на изгиб для колеса

Условие прочности выполнено