Схема привода ленточного транспортера.
Вид редуктора:
 |
- α β
 |
α - β
 |
α – угол наклона линии центров шкивов к горизонту;
β – угол наклона линии центров звездочек к горизонту.
Расчет:
Ι этап: Кинематический и силовой расчет привода
1. Общий КПД привода.
ηобщ.= η1 η2 η3 ηп3
η1=0,90 – клиноременная передача;
η2=0,97 – прямозубый цилиндрический редуктор;
η3=0,95 – открытая цепная передача;
ηп=0,99 – одна пара подшипников.
ηобщ.=0,90*0,97*0,95*0,993=0,805
2. Мощность на барабане.
Pp=Fp*Vp=2,75*1,3=3,575 кВт
3. Требуемая мощность электродвигателя.
4. Общее передаточное число.
5. Рабочая скорость барабана.
6. Диапазон возможных скоростей электродвигателя.
7. Выбор электродвигателя.
Двигатель 4А112М4: S=3,7%, Pдв.=5,5 кВт, nS=1500 мин-1
8. Фактическое общее передаточное число.
9. Распределение общего передаточного числа между ступенями привода.
Примем U2=4 и U3=2, тогда
10. Определение моментов на валах и скоростей их вращения.
1 вал – вал электродвигателя:
2 вал – ведущий вал редуктора:
3 вал – ведомый вал редуктора:
4 вал:
11. Проверка вычислений.
Этап: Определение нагрузки на валы редуктора.
1. Нагрузка от клиноременной передачи.
Диаметр ведущего шкива D1:
Примем по ГОСТу D1=140 мм
Выберем пару
Фактическое передаточное число клиноремённой передачи
- совпадает с расчётным (2,58)
Окружное усилие передачи
Усилие тянущей ветви F1= 1.17 кН
Усилие сбегающей ветви F2 = - 0.59 кН
Усилие ременной передачи, передаваемое на вал:
2. Межосевое расстояние
По стандарту выберем 
=140 мм
3. Диаметры делительных окружностей.
4. Модуль зацепления.
Примем по стандарту m=2 мм
Количество зубьев
5. Окружное усилие зубчатой передачи.
6. Радиальное усилие передачи
7. Число зубьев ведущей и ведомой звёздочки
8. Усилие, передаваемое цепью на вал
- усилие цепной передачи, передаваемое на вал
Диаметр ведущей звездочки:
- где P-стандартный шаг зацепления Р=44,45
- окружное усилие цепной передачи
Fo – натяжение цепи, вызванное ее собственным весом.
Этап: Конструирование и расчет валов привода.
Данные расчета:
Ведущий вал.
Делительные диаметры шестерни и колеса:
Межосевое расстояние:
Ширина венца зубчатого колеса:
- для прямозубой цилиндрической передачи при симметричном расположении колес коэффициент ширины венца ψа= 0,4.
Ширина венца шестерни выполняется на 2-4 мм больше колеса, для обеспечения перекрытия зубьев по их длине, для лучшей прирабатываемости.
Диаметр вала под ведомый шкив клиноременной передачи:
- допускаемое касательное напряжение
Так как шпоночная канавка под шкив ослабляет сечение вала, увеличим его диаметр на 8%.
Примем с учетом стандарта dx=30 мм
Диаметры остальных участков вала принимаем с последовательным их увеличением.
dу=35 мм – диаметр вала под уплотнение
dП=40 мм – диаметр вала под подшипник качения
dШ=45 мм – диаметр вала под шестерню
С учетом диаметра подшипника dП выбираем по стандарту радиальный одномерный несамоустанавливающийся подшипник легкой серии 208.
Параметры подшипника:
внутренний диаметр d=40 мм
наружный диаметр D=80 мм
ширина В=18 мм
динамическая грузоподъемность Cp=32,0 кН
Длина отдельных участков вала назначаются с учетом рекомендаций
Для построения эпюр моментов произведем необходимые расчеты.
Вертикальная плоскость YOZ:
Горизонтальная плоскостьXOZ:
Крутящий момент на ведущем валу на участке от т.О до т.К равен Т1.
По полученным величинам и строятся эпюры моментов МZ, МX, МY. По ординатам эпюр МХ и МY строится суммарная эпюра изгибающих моментов МИ: 
По полученным эпюрам моментов определяем положение опасных сечений вала – это точки A и B.
Проверка прочности ведущего вала.
Проверка на выносливость вала в сечении А:
Усталостная прочность в сечении А выполняется.
Проверка на статическую прочность вала в сечении А:
Проверка на статическую прочность вала в сечении К:
Проверка крутильной жесткости:
2. Ведомый вал:
Диаметр вала под ведущую звездочку цепной передачи:
С учетом ослабления шпоночной канавкой:
Диаметры остальных участков вала принимаем с последовательным их увеличением.
dу=50 мм – диаметр вала под уплотнение
dП=55 мм – диаметр вала под подшипник качения
dШ=60 мм – диаметр вала под зубчатое колесо
dБ =65 мм – диаметр буртика для упора колеса
С учетом диаметра подшипника dП выбираем по стандарту радиальный одномерный несамоустанавливающийся подшипник легкой серии 211.
Параметры подшипника:
внутренний диаметр d=55 мм
наружный диаметр D=100 мм
ширина В=21 мм
динамическая грузоподъемность Cp=43,6 кН
Длина отдельных участков вала назначаются с учетом рекомендаций
Для построения эпюр моментов произведем необходимые расчеты.
Вертикальная плоскость YOZ:
Горизонтальная плоскость XOZ:
Крутильный момент на ведомом валу на участке от т.О до т.К равен моменту Т2 
По полученным эпюрам моментов определяем положение опасных сечений вала – это точки A и B.
Проверка статической прочности вала.
Сечение B:
Сечение К:
Момент сопротивления сечения ослабляется шпоночной канавкой
Размеры паза под шпонку: b=18 мм; t1=7 мм – часть, врезающаяся в вал
Проверка крутильной жесткости:
V этап: Проверочные расчеты.
Шпонка работает на срез и на смятие. Так как шпонки стандартизованы их расчет на срез заменяется на выбор по стандарту в зависимости от диаметра вала. Шпонка рассчитывается на смятие.
Ведущий вал:
Соединение вала со шкивом ремённой передачи:
Ведомый вал:
Шпонка у хвостовика:
Шпонка зубчатого колеса:
Таким образом, прочность всех шпоночных соединений редуктора обеспечивается.
Проверка подшипников на долговечность:
1. Подшипники ведущего вала:
Наиболее нагруженный – подшипник А: ХА =2,31 кН, YA =0,74 кН
2. Подшипники ведомого вала:
Наиболее нагруженный – подшипник В: ХB =0,42 кН, YB =3,64 кН.
Таким образом, в соответствии с заданием, выполнено конструирование и
необходимые расчеты основных элементов механического привода ленточного
транспортера.
