2. СПЕЦИАЛЬНАЯ ЧАСТЬ

2.1 Выбор электродвигателя

Определяем потребную мощность рабочей машины

(2.1)

Определяем КПД привода

где КПД соответственно закрытой передачи, цепной передачи, муфты и подшипников.

Значение КПД выбираем из таблицы 2.2 [5.42]

Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле

, (2.3)

кВт

По таблице К9 [5.406] выбираем тип электродвигателя. В таблице приведены двигатели асинхронные трехфазные серии 4А, их технические характеристики. При выборе электродвигателя предпочтительнее двигатели с частотой 1500 и 1000 об/мин.

Я выбираю электродвигатель 4А160М6УЗ; ; об/мин; %

2.2 Кинематический расчет привода

Частоту вращения вала барабана находим по формуле

, (2.4)

= 57 об/мин

Общее передаточное число привода определяем из уравнения

(2.5)

где =2…6,3 – передаточное число редуктора;

- передаточное число цепной передаточное число цепной передачи табл. 2.3 [4.45].

Определяем фактическую частоту вращения двигателя

(2.6)

=970 об/мин

Угловая скорость электродвигателя

Уточняем передаточное число привода

Тогда передаточное число редуктора

Округляем до стандартного по ГОСТ 2185-66 [4,36] , причём первый ряд следует предпочитать второму. Окончательно принимаем .

После этого уточняем передаточное число:

Определяем частоту вращения и угловые скорости:

а) ведущего вала редуктора

б) ведомого вала редуктора

в) вала барабана

Значения угловой скорости вала барабана совпадает с ранее вычисленным по формуле 2.6

Результаты кинематического расчёта заносим в таблицу 2.1

Таблица 2.1 – Кинематические параметры привода.

2.3 Силовой расчёт привода

Определяем вращающие моменты:

а) на валу электродвигателя

б) на ведущем валу редуктора

в) на ведомом валу редуктора

г) на валу редуктора

2.4 Расчёт зубчатой передачи редуктора

Материал для шестерни и колеса выбираем со средним механическими характеристиками по таблице 3.3 [3,34]: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твёрдость ; для колеса сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твёрдость на 30 единиц ниже – Для шестерни диаметр заготовки принимаем , а для колеса . Таблица 2.2 Механические характеристики зубчатой пары

Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле

где - предел выносливости при базовом числе циклов, МПа;

- коэффициент долговечности

– коэффициент безопасности

По таблице 3.2 для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностей зубьев менее HB350 и термической обработкой улучшением

Для косозубых колёс расчётов уточняем контактное напряжение вычисляем по формуле

шестерни

колеса

Вычислив допускаемые контактные напряжения для колеса и шестерни, определим расчётное допускаемое напряжение для косозубых колёс по формуле (2.19)

Проверяем требуемое условие контактной прочности зубьев

Для определения габаритов редуктора вычисляем межосевое расстояние зубчатой передачи

где – вспомогательный коэффициент для косозубых передач;

– коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по длине зуба;

- коэффициент ширины венца.

Вычисленное по формуле (2.21) расчётное значение сравниваем со значением из ряда по ГОСТ 2185-66 (3,36) и окончательно принимаем ближайшее стандартное значение

Первый ряд следует предпочитать второму

Нормальный модуль зацепления выбираем из предела

Стандартное значение принимаем из ряда по ГОСТ 2185-66 [3,36]

Рисунок 2.1 – Угол наклона зубьев шестерни

Угол наклона зубьев косозубых колёс принимаем из предела [4,37]

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

Для косозубых колёс

число зубьев шестерни

число зубьев колеса из формулы (2.23)

Расчётные значения округляем до целых значений, уточняем фактическое передаточное число редуктора:

Уточняем фактический угол наклона зуба

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле

Делительный диаметр шестерни

Делительный диаметр колеса

Находим фактическое межосевое расстояние

Определяем диаметр окружностей вершин зубьев по формуле

- для шестерни

-для колеса

Определяем коэффициент ширины колеса по формуле [3,294]

Тогда ширина колеса равна

Ширина шестерни принимается конструктивно на 5-10 мм больше ширины колеса

Окружная скорость колеса равна

Для окружной скорости согласно рекомендациям [3,32] принимаем восьмую степень точности

Коэффициент нагрузки определяем по формуле

где коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями таб. 3.4 [3,39];

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца таб. 3.5 [3,39];

динамический коэффициент определяют в зависимости от окружной скорости колём и степени точности по таб. 3.6 [3,40].

Подставив значения коэффициентов, находим коэффициент нагрузки по формуле (2.33)

Проверяем контактные напряжения по формуле

Определяем силы, действующие в зацеплении

- окружная сила

- радиальная сила

- осевая сила

Проверяем зубья на выносливость по направлениям изгиба по формуле

где коэффициент нагрузки [3,42];

= 3,61 коэффициент, учитывающий форму зуба .

Эквивалентное число зубьев

у шестерни

у колеса

коэффициент, введённый для компенсации погрешности в случае косозубых колёс

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями

Допускаемое напряжение определяем по формуле

где по таб. 3.9 [3,44]

Для стали 40ХН и 30ХГС определяем по формуле. По таблице. 3.9

для шестерни

для колеса

Допускаемое напряжение для шестерни

Допускаемое напряжения для колеса

Находим напряжение

для шестерни

для колеса

Дальнейший расчёт будем вести для зубьев колеса, для которого найдено отклонение меньшее

Подставив значение вычисленных коэффициентов в формулу 2.39 получим:

Условие прочности выполнены