1.Кінематичний розрахунок приводу.

1.1 Початкові дані для розрахунку.

Основними початковими даними для розрахунку цього розділу є завдання до курсового проекту,

де подано:

─ Схему приводу

─ Р_n –потужність на вихідному валу приводу Р_n=4,5 кВт;

─ кутова швидкість вихідного вала приводу 21,0 рад/с;

─ термін служби передачі h = 29 ^х 10³.

Рис.1. Схема установки

1.2 Вибір електродвигуна.

Потужність на ведучому валу привода

P₁= = кВт

к.к.д. пасу;

к.к.д. циліндричної передачі;

к.к.д. муфти;

к.к.д. підшипників.

Потужність на проміжному валі:

Р₂=Р₁ = 5,08*0,95 = 4,82 кВт

Р₁ - потужність на ведучому валі, кВт

Потужність веденого вала приводу:

Р₃=4,5 кВт

Приймається електродвигун марки 100L/2880 з частотою обертання 2880 об./хв, потужністю 5,5 кВт.

Частота обертання вала електродвигуна:

n = = =200,53 об/хв

w₃- кутова швидкість вихідного вала рад/с.

1.3. Кінематичні розрахунки

Передаточне число редуктора.

Uр= = =4,78

Uвп- передаточне число відкритої передачі

Передаточне число пасової передачі.

U_п = = = 3.03

d – діаметр ведучого шківа передачі;

d2 – діаметр веденого шківа передачі.

Частота обертання проміжного вала приводу:

n₂ = об/хв.

n₁ - частота обертання ведучого вала, об/хв.

U_вп – передаточне число відкритої передачі.

Кутова швидкість валів

= = =301,5 рад/с

= = =100,53 рад/с

1.4 Крутні моменти на валах привода.

T= 10³, Нм

де - Р- потужність на окремих валах привода,кВт

- кутова швидкість, рад/с.

Т₁= 10³ = 10³ = 16,84 Нм

Т₂= 10³ = 10³ =47,94 Нм

Т₃= 10³ = 10³ = 214,28 Нм

Результати кінематичних розрахунків приводу

Вал	№	І	ІІ	ІІ
Р	кВт	5,08	4,82	4,5
ω	рад/с	30159	100,53	21
n	об/хв	2880	960	200,53
T	Н*м	16,84	47,94	214,28
U	Uвп = 3		Uр = 4,78

2.Розрахунок редуктора.

2.1.Матеріали і допустимі матеріали зубчастих коліс.

Приймаємо для шестерні і колеса сталь марки- 45ТО. Приймаєм термічний обробіток шестерні і колеса-покращення. Твердість колеса в межах 235...262НВ; шестерні –покращення 269...302НВ.

Середня твердість матеріалу шестерні і колеса:

НВ _сер=0.5(НВ_min+HB_max);

HB _min-мінімальна твердість.

HB _max-максимальна твердість

для шестерні НВ_{1 сер}=0.5(269+302) = 285.5

для колеса НВ_2сер=0.5(235+262)=248.5

Базове число циклів навантажень при розрахунках на контактну міцність:

-шестерня N_но1=(НВ_1сер)³=23271176,37

-колесо N_но2=(НВ_2сер)³=15345434,12

де НВ_2сер-середня твердість матеріалу зубчастого колеса.

НВ_1сер-середня твердість матеріалу шестерні.

Дійсне число циклів зміни напружень у зубцях тихохідної ступені.

- колесо N₂ = 60 n₂ Lh 10³ = 60·200,53·29·10³= 348922200

- шестерня N₁ = = 348922200 · 4,78 = 1667848116

n₂- частота обертання веденого вала, об/хв;

Lh – ресурс передачі, тис. год.;

U₁- передаточне число тихохідної передачі.

Коефіцієнт довговічності при розрахунках за контактною міцністю.

- колесо K_HL2 = =

- шестерня K_HL1=

де – N_{HO2 ,}N_HO1- базове число циклів зміни напружень у зубцях;

N₂, N₁- дійсне число циклів зміни напружень у зубцях;

K_HLmax- максимальний коефіцієнт довговічності;

Якщо N_NL2 1,N_HL1 1, тобто, N_NO N, приймають K_HL=1,K_HL=1.