2Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:

- для пары закрытых зубчатых цилиндрических колес: _зз = 0,98

- пары подшипников _п= 0,99.

Общий КПД привода вычисляем по формуле:

_общ = _зз · _п² (2.1)

Подставляя, получим:

 = 0,99² · 0,98 = 0,96.

Требуемая мощность двигателя будет:

P_треб. = (2.3)

После подстановки имеем:

P_треб. = = 1,04 кВт

В таблице П.1[1](см. приложение) по требуемой мощности выбираем электродвигатель 80А4, с синхронной частотой вращения n_{двиг.синх.}=1500 об/мин, с параметрами: P_двиг.= 1,1 кВт и скольжением s=5,4% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения с учётом скольжения:

n_двиг. = n_{двиг.синх.} - (2.4)

Подставляя соответствующие значения, получаем:

n_двиг. = 1500 - = 1419 об/мин,

Угловая скорость:

_двиг. = 0,105*n_дв (2.5)

В итоге получаем:

_двиг. = 0,105*1419 = 148,9 рад/с.

Oбщее передаточное число

u_общ. = =6,3 , отсюда получаем n_вых= =225 об/мин.

Угловая скорость на выходном валу будет:

_вых. = 0,105* n_вых. (2.2)

Подставляя значение n_вых., получаем:

_вых. = 0,105*225 = 23,6рад/с.

(2.6)

Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу.

Таблица 1. Частоты и угловые скорости вращения валов.

Вал	Частота вращения, об./мин	Угловая скорость вращения, рад/с
Вал 1-й	n1 = 1419	1 = 148,9
Вал 2-й	n2 = 225	2 = 23,6

Вращающие моменты на валах:

T₁ = = = 6,7 Н·м

T₂ = = = 40,8 Н·м.

По таблице П.1(см. приложение учебника Чернавского) выбран электродвигатель 80А4, с синхронной частотой вращения 150 0 об/мин, с мощностью P_двиг.=1,1 кВт и скольжением 5,4% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения с учётом скольжения n_двиг. = 719,25 об/мин.

Таблица 2. Передаточные числа и КПД передач.

Передачи	Передаточное число	КПД
Закрытая зубчатая цилиндрическая передача	6,3	0,98

Таблица 3. Рассчитанные частоты, угловые скорости вращения валов и моменты на валах.

Валы	Частота вращения, об/мин	Угловая скорость, рад/мин	Момент, Нxмм
1-й вал	1419	148,9	6700
2-й вал	225	23,6	40800

3Расчёт зубчатой цилиндрической передачи

Рис. 4. Передача зубчатая цилиндрическая косозубая.

3.1Проектный расчёт

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл.3, табл. 3.3[1]):

- для шестерни:

сталь: 45

термическая обработка: улучшение

твердость: HB 205

- для колеса:

сталь: 50

термическая обработка: нормализация

твердость: HB 240

Допустимые контактные напряжения (формула (3.9)[1]), будут:

[_H] = (4.1)

По таблице 3.2 гл. 3[1] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :

_{H lim b} = 2 · HB + 70 (4.2)

_{H lim b (шестерня)} = 2 · 240 + 70 = 550 МПа;

_{H lim b (колесо)} = 2 · 205 + 70 = 480 МПа;

[S_H] - коэффициент безопасности [S_H]=1,5;

K_HL - коэффициент долговечности[K_HL]=1,2.

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни [_H] = = 440 МПа;

для колеса [_H] = = 384 МПа.

Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5[1] : K_Hb = 1,15 .

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем:

_ba = = 0,315, (см. стр.39[1]).

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле 3.7 гл. 3[1]:

a_w = K_a · (u₂ + 1) · (4.7)

a_w = = 106,3 мм.

где для прямозубых колес К_a = 49,5, передаточное число передачи u₂ = 6,3;

T₂ = 40,8 * 10³ Н·мм - вращающий момент на колесе.

Принимаем значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66: a_w = 120мм .

Нормальный модуль зацепления берем по следующей рекомендации:

m_n = (0.01...0.02) · a_w мм, для нас: m_n = 1 . . . 2 мм, принимаем:

по ГОСТ 9563-60* (см. стр. 36[1]) m_n = 1,5 мм.

Принимаем угол наклона зубьев  = 0 ^o и определим числа зубьев шестерни и колеса (см. формулу 3.16[1]):

z₁ = = = 21,9 (4.8)

Примем: z₁ =22.

z₂ = u · z₁ = 6,3 · 19 = 138,6=139. (4.9)

Основные размеры шестерни и колеса:

Рис. 5. Зацепление зубчатой цилиндрической передачи.

диаметры делительные:

d₁ = (4.11)

d₁= 22*1,5= 33 мм;

d₂ = = 139*1,5 = 208,5 мм.

Проверка: a_w = = = 120,8 мм.

диаметры вершин зубьев:

d_а = d + 2 · m_n (4.12)

d_a1 = d₁ + 2 · m_n = 33+ 2 · 1,5 = 36мм;

d_a2 = d₂ + 2 · m_n = 208,5 + 2 · 1,5 = 211,5 мм.

ширина колеса: b₂ = _ba · a_w = 0,315 · 120 =38 мм; (4.13)

ширина шестерни: b₁ = b₂ + 4 =38 + 4 = 42 мм; (4.14)

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:

_bd = = = 1,15 (4.15)

Окружная скорость колес будет:

V = = = 2,45м/c; (4.16)

При такой скорости следует принять для зубчатых колес 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки равен:

K_H = K_Hβ · K_Hα · K_Hv. (4.17)

Коэффициент K_Hb=1,3 выбираем по таблице 3.5[1], коэффициент K_Ha=1,09 выбираем по таблице 3.4[1], коэффициент K_Hv=1 выбираем по таблице 3.6[1], тогда:

K_H = 1,3 · 1,09 · 1 = 1,404