1Описание конструкции привода

Привод механический (рисунок 1.1) предназначен для уменьшения частоты вращения приводного вала и увеличения его тяговой способности.

Рисунок 1.1 – Кинематическая схема привода

Привод состоит из электродвигателя, передающий крутящий момент на ведущий вал редуктора через клиноременную передачу. Редуктор – цилиндрический одноступенчатый косозубый. На выходном валу редуктора установлена упругая втулочно-пальцевая муфта, передающая вращение на приводной вал. На приводном валу установлена ведущая звездочка цепного конвейера.

2 Кинематический расчет привода

2.1 Выбор электродвигателя

Усилие на барабане

Скорость ленты на барабане

Мощность на приводном валу .

Частота вращения приводного вала ,

Общий КПД привода [5, c.12]:

,

где - КПД зубчатой цилиндрической закрытой передачи,

- КПД пары подшипников качения,

- КПД ременной передачи,

- КПД муфты.

.

Требуемая мощность электродвигателя:

.

Передаточные числа передач привода по рекомендациям [5]:

Требуемая частота вращения электродвигателя

Выбираем электродвигатель из условия . Принимаем электродвигатель 4А100S4У3 (мощность Р_эд=3,0 кВт, частота вращения ротора n_эд=1415 мин^-1) [5, табл. 16.7.1].

2.2 Назначение передаточных чисел привода

Фактическое передаточное число .

Принимаем передаточное число редуктора .

Тогда передаточное число ременной передачи

2.3 Расчет нагрузочных и кинематических характеристик

Мощности на валах привода:

Частоты вращения валов:

Крутящие моменты на валах привода

Угловые скорости на валах

Таблица 1 – Результаты кинематического расчета

Номер вала	1	2		3		4
Р, кВт	2,54	2,4		2,34		2,31
n, мин-1	1415	687,5		137,5		137,5
Т, Нм	17,1	33,3		162,5		160,4
ω, с-1	148,1	72		14,4		14,4
u	2,058		5		муфта

3 Расчет передач привода

3.1 Расчет цилиндрической косозубой передачи редуктора

3.1.1 Выбор материала зубчатых колес

С целью понижения габаритов передачи, получения высокой изгибной и контактной выносливости зубьев выбираем для шестерни и колеса материал сталь 45ХН. Механические характеристики сердцевины – σ_В=1600МПа, σ_Т=1400МПа [3, табл.8.8]. Термообработка шестерни – закалка объемная до твердости 39…43HRC (расчетное значение 40HRC), термообработка колеса - закалка объемная до твердости 36…40HRC (расчетное значение 38HRC).

3.1.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений

Срок службы передачи:

.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность:

, где

с=1 – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым,

, частоты вращения шестерни и колеса_,

- для шестерни:

.

-для колеса:

.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете зубьев на выносливость при изгибе:

- для шестерни:

.

- для колеса:

.

3.1.3 Определение допускаемых контактных напряжений

.

Предел контактной выносливости:

[3, табл. 8.9];

,

.

S_H=1,2 – коэффициент безопасности [3, табл. 8.9].

Коэффициент долговечности:

.

Базовое число циклов N_HO:

[3, рис. 8.40],

[3, рис. 8.40].

m – показатель степени.

Т.к. тоm₁=20,

m₂=20.

Тогда:

.

.

Таким образом, допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

;

.

Расчетные допускаемые контактные напряжения:

.

3.1.4 Определение допускаемых изгибных напряжений

.

Предел изгибной выносливости

[1, табл. 6,16].

[1, табл. 6,16].

S_F=1,75 – коэффициент безопасности [3, табл. 8.9].

Коэффициент долговечности:

,

q=9 – показатель степени при твердости шестерни и колеса больше 350НВ

- базовое число циклов для всех сталей:

- коэффициент, учитывающий реверсивность нагрузки.

Для нереверсивной нагрузки

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности,

Таким образом, допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса:

; .

3.1.5 Расчет геометрических параметров передачи

Межосевое расстояние:

.

- числовой коэффициент для косозубых колес.

- крутящий момент на колесе.

- коэффициент внешней динамической нагрузки. Определяется по табл. 4.2.9 [5, стр.51]:

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца [3, рис. 8.15].

Принимаем коэффициент ширины колеса относительно диаметра по таблице 4.2.6 [5, стр.50] .

Тогда коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния:

.

Принимаем по табл. 4.2.7 [5, стр.51]

Тогда

.

Принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [5, табл. 4.2.3].

Ширина зубчатого венца:

.

Ширина венца шестерни:

.

Принимаем предварительно и.

Модуль зацепления:

.

Принимаем согласно ГОСТ 9563-60 [5, табл. 4.2.1].

Суммарное число зубьев передачи:

.

Действительный угол наклона зуба:

.

Число зубьев:

,

.

Фактическое передаточное число

Рисунок 3.1 – Геометрические параметры цилиндрической передачи

Делительные диаметры ;

,

.

Диаметры вершин ;

Диаметры впадин ;

Коэффициент торцевого перекрытия:

.

Средняя окружная скорость колес .

Принимаем 9-ю степень точности [1, табл. 6.7].