1 Вибір електродвигуна, кінематичний і силовий розрахунок приводу

1.1.Розрахункова схема

Рисунок 1.1 – Розрахункова схема.

1.2.Загальний ККД приводу визначаємо за формулою: (2, ст.20)

, (1.1)

де _п - ККД пасової передачі, _п= 0.98 (2, ст.21);

_з - ККД циліндричної закритої зубчастої, _з= 0.99 (2, ст.21);

_під - ККД пари підшипникових вузлів, _під = 0.99 (2, ст.21).

= 0.98 * 0.96 * 0.99 ² = 0.9277

1.3.Необхідну потужність електродвигуна Р_Н ,кВт , визначаємо за формулою (2,ст..20)

(1.2)

кВт

1.4.Вибираємо електродвигун по таблицях і виписуємо його номінальну потужність, номінальну частоту обертання вала і діаметр вихідного кінця вала: (2, ст. 313).

4 кВт, 1430 об/хв, 28 мм.

1.5.Передаточне число привода u визначаємо за формулою

(1.3)

1.6.Приймаєм передаточне число редуктора 4 (2,ст.21)

1.7.Передаточне число ланцюгової передачі U_П визначаємо за формулою

(1.4)

1.8. Частоту обертання колеса редуктора n_II , об/хв, визначаємо за формулою

(1.5)

об/хв

1.9.Кутові швидкості обертання валів привода , рад/с визначаємо за формулами

; ; (1.6)

рад/с

рад/с

рад/с

1.10.Потужність на колесі редуктора ,кВт, визначаємо за формулою

(1.7)

кВт

1.11.Обертові моменти на валах привода ,Нм, визначаємо за формулами (2,ст.22)

(1.8)

Нм

Нм

Нм

1.12. Консольні зусилля на ведучий і ведений вал редуктора від дій муфти і пасової передачі ,н, визначаємо за формулами:

; ; (1.9)

Н

Н

2.Розрахунки зубчастої передачі редуктора

2.1.Вихідні дані

2.1.1.Частота обертання шестерні 520 об/хв

2.1.2.Частота обертання колеса 130 об/хв

2.1.3.Кутова швидкість обертання шестерні 54.42 рад/с

2.1.4.Кутова швидкість обертання колеса 13.6 рад/с

2.1.5.Обертовий момент на валу шестерні 63.96 Нм

2.1.6. Обертовий момент на валу колеса 241.5 Нм

2.1.7.Передаточне число редуктора 4

2.2.Вибір матеріалу і розрахунок допустимих напружень.

2.2.1.Приймаєм для шестерні і колеса матеріал – сталь СТ ГОСТ 45 1050-88

2.2.2.Вибираємо технічні характеристики заданого матеріалу. Термообробка - нормалізація, покращення

(2,ст.48)

2.2.3.Границі контактної витривалості зубів шестерні і колеса , ,МПа, визначаємо за формулами (2, ст..48)

; (2.1)

МПа

МПа

2.2.4.Границі згинаючої витривалості зубів шестерні і колеса ,МПа, визначаємо за формулами (2, ст.48)

(2.2)

МПа

МПа

2.2.5.Допустимі компактні напруження шестерні і колеса ,МПа, визначаємо за формулою (2,ст..49)

, (2.3)

де - допустимий коефіцієнт безпеки, =1,1(2,ст.49);

- Коефіцієнт довговічності для тривало працюючих передач, .

МПа

МПа

В якості розрахункового приймаємо менше з одержаних значень. = 572,7 МПа

2.2.6.Допустимі напруження згину шестерні і колеса ,МПа, визначаємо за формулою

(2.4)

де [S] - допустимий коефіцієнт міцності, для зубчастих коліс , в виготовлених з поковок [S]=1.75 (2, ст.50);

K_FC- коефіцієнт впливу прикладення навантаження, при двох стороні дії

K_FC=0.75(2 ст.50);

K_FL- коефіцієнт довговічності, для тривало працюючих передач K_FL =1 (2, ст.50).

МПа

МПа

2.3.Геометричний розрахунок передачі

2.3.1.Приймаємо коефіцієнт ширини вінця зубчастого колеса 0,315 (2, ст.48)

2.3.2. Міжосьову відстань передачі ,мм, визначаємо за формулою

, (2.5)

де К_а -коефіцієнт, =49.5 для прямозубих і =43.0 для косозубих і шевроних п передач (2, ст.55);

Т₂ –обертовий момент на колесі , Нм;

- коефіцієнт нерівномірності розподілення навантаження, =1.05 (2, ст.55).

мм

Приймаємо = 160мм згідно ГОСТ 2185-66

2.3.3. Модуль зачеплення m_P , мм, визначаємо за формулою

= (2.6)

мм

Приймаємо = 2 згідно ГОСТ 2185-60