Общий коэффициент полезного действия

- общее КПД привода.

= · · · =0, 97·0, 94·0, 98·0, 98=0, 87

 - КПД цепной передачи;

 - КПД зубчатой передачи;

-КПД муфты;

1.2 Вычисление мощности двигателя:

 По величине потребляемой мощности транспортера( ) находим мощность двигателя:

кВт,

Находим частоту вращения выходного вала

Определим требуемую частоту вращения Э.Д.: принимаем

 

1.4 По величине потребляемой мощности  и частое враще­ние ведущего вала ( ) выбираем электродвигатель:

· серия 4А

· тип 160М8/730

· асинхронная частота вращения об/мин, мощность кВт.

Определяем общее передаточное число привода:

1.3Плонумеруем валы и определим мощность на каждом валу:

кВт, где

 - КПД цепной передачи,

кВт,

 Где  - КПД зубчатой передачи;

Угловые скорости и частоты вращения валов.

об/мин,

 об/мин

об/мин

ω 1= π · /30= рад/с,

ω 2= π · /30= рад/с,

ω 3= π · /30= рад/с

Крутящие моменты на валах.

 

Т1=Р1/ ω 1=10, 02·1000/76, 4=131, 15Нм,

Т2=Р2/ ω 2=10, 34·1000/19, 1=541, 3Нм,

Т3=Р3/ ω 3=8·1000/8=1000Нм.

 

Таблица 1.1 Параметры валов привода

 

№ Вала	Р, кВт	n, об/мин	ω, рад/с	Т, Н*м	(КПД)
1	11	730	76, 4	131, 15
2	10, 34	182, 5	19, 1	541, 3	0, 97
3	10, 02	77	8	1000	0, 94

РАСЧЕТ ПРЯМОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

2.1 Выбор материалов зубчатых колес и термической обработки:

Материал -Сталь 40

      Шестерня                                            Колесо

  б_В = 950 МПа                                    б_В = 850 МПа

  б_Т = 750 МПа                                      б_Т =550 МПа

  Н_НВ = 260…280                                          Н_НВ = 230…260

Допускаемые контактные напряжения зубьев.

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса в прямозубой цилиндрической передаче:

                                                                (2.1 [1])

- предел выносливости контактной поверхности зубьев, соответ­ствующий базовому числу циклов переменных напряжений, находим по табл. 5.1 [1]

 - для шестерни                             

 - для колеса

 - коэффициент долговечности. Для передач при длительной работе с постоянными режимами напряжения.

 - коэффициент безопасности. Для зубчатых колес с однородной структурой материала;

 

В прямозубой цилиндрической передаче за расчетное допусти­мое контактное напряжение принимаем минимальное из значений:

В данном случае:

Допускаемые напряжения изгиба

Принимаем

Определяем межосевое расстояние колес.

Предварительный расчет межосевого расстояния выполняем по формуле 8.13 из учеб ника для студентов вузов «Детали машин», автор М.Н. Иванов [1].

                       (8.13 [2])

Приведенный модуль упругости: Е_пр = 2, 1·10⁵ МПа.

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния  (табл. 8.4 [2]); = 0, 4.

Коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по контактным напряжениям

Коэффициент относительной ширины зубчатого венца относительно диаметра                                            

По графику рисунка 8.15 [2] находим:

Для нестандартных редукторов межосевое расстояние округляем по ряду Ra40 ([2] стр. 136). Принимаем а = 170мм.

Определяем модуль передачи

m =(0.01…0, 02) ·а=0, 01·170=1, 7мм

Принимаем величину модуля m=2мм.

Определяем числа зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни:

  принимаем z₁=34

Число зубьев колеса:

Определяем основные геометрические размеры шестерни и колеса

Определение делительных диаметров

Шестерни: d₁ = m·z₁=2·34=68мм

Колеса: d₂ = m·z₂=2·136=272мм

а = (d₁ + d₂)/2= (68+272)/2=170мм   

Определяем диаметры вершин зубьев

Шестерни: d_а1 = d₁ + 2m =68+2·2=72 мм

Колеса: d_а2 = d₂ + 2m = 272+2·2=276 мм

Определяем диаметры впадин

Шестерня: d_f1 = d₁ – 2, 5m = 68-2.5·2=63 мм

Колесо: d_f2 = d₂ – 2, 5m = 272-2.5·2=268 мм

Определяем ширину венца шестерни и колеса

Ширина колеса:

Ширина шестерни:

 

Проверяем величину межосевого расстояния

a_w = 0, 5·m· (z₁ +z ₂) = 0, 5·2·(34 + 136) = 170 мм

Таблица 2.1 Параметры прямозубого цилиндрического зацепления

Параметры зацепления