1.Расчет электродвигателя

1.1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода

Для выбора электродвигателя необходимо вычислить требуемые параметры:

Вычислим общий КПД:

_об=_м_зп_цп [1]

_м=0,98;

_зп=0,96; [1]

_цп=0,94;

_об=0,88;

Теперь мы можем найти требуемую мощность и мощность двигателя:

Р_тр=16/0,88=1185,18кВт;

Pдв>Pтр;

Рдв=18,5кВт;

Найдем требуемое число оборотов:

i_зп=4; i_цп=3;

i_об=4^.3=12;

n_тр=n_выхi_об=110^.12=1200 мин^-1

n=1500 мин^-1

Выберем тип двигателя: двигатель160М4/1465. [1]

Уточним передаточное отношение цепной передачи:

i_об=n_н/n_вых=1465/100=14,6;

i_цп= i_об/ i_зп=14,6/4=3,65;

1.2Кинематический расчет привода

1) n₁=n_н=1465 мин^-1, ₁=n₁/30=153 сек^-1;

2) n₂=n₁/i_зп=1465/4=366,25мин^-1, ₂=n₂/30=38,6 с^-1;

3) n₃=n₂/i_цп=366,25/3,3=100мин^-1= n_вых, ₃=n₃/30=10,5 с^-1;

1.3Силовой расчет привода

1)T₁=P_тр/₁=18,18/153=0,118 кН·м;

2)T₂=T₁i_зп_зп=0,453 кН·м;

3)T₃=T₂i_цп_цп=0,1,55 кН·м;

T_вых=P_вых/_вых=16/10,5=1,53 кН·м;

2. Последовательность проектного расчета закрытых цилиндрических передач

1. Выбор материала зубчатых колес и вида термической

обработки

При выборе материала для шестерни и колеса следует ориентироваться на применение одной и той же марки стали. Для шевронного редуктора рекомендуется различная термическая обработка при условии, что твердость шестерни будет более чем на 40 единиц НВ больше твердости колеса.

Таблица1. Механические характеристики сталей для зубчатых колес

Марка стали	Вид термической обработки	dв МПа	dт МПа	d-1 МПа	Твердость HВ
40ХН	Улучшение и ТВЧ закалка	920	750	410	48...52

2. Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса

Определение допускаемых контактных напряжений []_н регламентируется ГОСТ 21354-75:

Вычислим предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения _но:

_но=17(НRC)+200;

_но1=1048 МПа;

_но2=1016 МПа;

Табличное значение коэффициента безопасности S_н=1,2; [3]

Коэффициент долговечности k_нl вычисляется по формуле:

k_н=⁶(N_нo/N_не); [3]

Определим значения базового числа циклов нагружения:

N_но=(HB)³;

N_но1=140.6*10⁶;

N_но2=110.6*10⁶;

Определим эквивалентное число циклов нагружения:

N_не=60L_rnk_годk_сут*24*360

N_не=831,5*10⁶

N_не=207.6*10⁶

k_HL1=0,7

k_HL2=0,9

Принимаю k_HL1=k_HL2=1

Определим допускаемое контактное напряжение:

[3]

=903МПа

=846МПа

Для непрямозубых передач:

[]_н=0,45([]_н1+ []_н2)=787 МПа; [3]

2.3. Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб.

Допускаемые напряжения изгиба []_F определяются по формуле:

[3]

Определим предел выносливости на изгиб при базовом числе циклов нагружения _F0:

_F01=_F02=600МПа

Табличное значение коэффициента безопасности S_F=1,7;

Коэффициент долговечности принимаю k_FL1=k_FL2=1

_{Тогда допускаемые напряжения изгиба составят:}

[]_F1=[]_F2= _F01/ S_F

[]_F=353МПа