Общий кпд привода

=₁₃₂²=0.980.960.99²0.92.

Мощность на выходном валу привода P₃=10 кВт.

Требуемая мощность электродвигателя

кВт.

В табл. П.1 [1, с.390] по требуемой мощности Р_тр=6.3 кВт выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин 4А132S4У3, с параметрами Р_дв=7.5 Вт и скольжением 3.0% (ГОСТ 19523–81).

4А132S4У3
Рдв , кВт	nдв, об/мин	S, %	L1, мм	Н, мм	D, мм	d1, мм	l1, мм	l2, мм	l3, мм	b, мм	d, мм
7.5	1500	3.0	480	350	302	38	80	89	178	216	12

Номинальная частота вращения двигателя n_дв=150045=1455 об/мин, а угловая скорость _дв= рад/с.

Возможные значения частных передаточных отношений для одноступенчатого косозубого редуктора i_Р=26 и для ременной передачи i_рем=24; i_общ= i_Рi_рем=436.

Угловая скорость выходного вала равна ₃= рад/с.

Проверим общее передаточное отношение: .

Частные передаточные числа можно принять: для косозубого редуктора по ГОСТ 2185–66 [1, с.36] u_Р=3.55 (как требуется по заданию), тогда для ременной передачи i_рем =u_рем = .

Частоты вращения и угловые скорости валов привода

Вал дв-ля (1)	n1=nдв=1455 об/мин	1=дв=152.4 рад/с
Ведущий вал редуктора (2)	об/мин	рад/с
Ведомый вал привода (3)	n3210 об/мин	322.0 рад/с

2.2. Определение силовых параметров привода

Мощность на ведущем валу привода

Р₁ = 6.3 кВт.

Мощность на ведущем валу редуктора

кВт.

Мощность на ведомом валу редуктора

кВт.

Вращающие моменты:

на ведущем валу привода Нмм;

на ведущем валу редуктора Нмм;

на ведомом валу редуктора Нмм.

2.3. Выбор материалов зубчатой передачи

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками (табл. 3.3) [1, с.34]: для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твердость HB 230; для колеса – сталь 45, термообработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – HB 200 [1,с.34].

2.4. Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения ,

где _{H lim b} – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2 [1,с.34] для углеродистых сталей с твердостью поверхности зубьев менее HB 350 и термообработкой (улучшением)

_{H lim b}=2HB+70;

K_HL– коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают K_HL=1; [s_Н]=1.1 [1,с.33].

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

[_H]=0.45([_H1]+ [_H2]);

для шестерни МПа;

для колеса 428 МПа.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

[_Н]=0.45(482+428)=410 МПа.

Требуемое условие [_Н] 1.23[_Н2] выполнено.

2.5. Расчет зубчатой передачи редуктора

Коэффициент, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны ременной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведущего вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1 [1, c.32], как в случае несимметричного расположения колес, значение К_Н=1.25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию [1, c.36].

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

мм,

где для косозубых колес К_а=43, а передаточное число редуктора u=u_p=3.55.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185–66 a_w=140 мм [1, c.36].

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации: m_n=(0.010.02)a_w=(0.010.02)140=1.42.8 мм;

принимаем по ГОСТ 9563–60 m_n=3.0 мм [1, c.36].

Примем предварительно угол наклона зубьев =10 и определим числа зубьев шестерни и колеса: .

Принимаем z₁=20; тогда z₂=z₁u=203.55=71. Принимаем z₂=71.

Уточненное значение угла наклона зубьев

;

= arccos0.975=125018.

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:

мм;

Проверка: мм.

Диаметры вершин зубьев:

d_a1=d₁+2m_n=61.54+23=66.54 мм;

d_a2=d₂+2m_n=218.46+23=224.46 мм;

ширина колеса b₂=_baa_w=0.4140=56 мм. Принимаем b₂=56 мм.

ширина шестерни b₁= b₂+4 мм=60 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость колес и степень точности передачи

м/с.

При такой скорости следует принять 8-ю степень точности [1, c.32].

Коэффициент нагрузки K_H=K_HK_H K_HV.

Значения K_H даны в табл. 3.5 [1, c.39]; при _bd=1., твердости НВ 350 и принятом несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведущего вала от ременной передачи K_H=1.13.

По табл. 3.4 [1, c.39] при V=2.84 м/c и 8-й степени точности K_H1.08. По табл. 3.6 [1, c.40] для косозубых колес при V 5 м/с имеем K_HV= 1.

Таким образом, K_H=1.131.0811.22.

Проверка контактных напряжений по формуле Герца:

_H Н/мм²<[_Н]= =410 МПа.

Расчет считается удовлетворительным, если

%,

что менее допускаемой недогрузки в 5% [1, c.62].

Силы, действующие в зацеплении:

окружная F_t= H;

радиальная F_r = Н;

осевая F_a=F_ttg =2500tg125018''570 H.

Здесь =20  угол зацепления в нормальном сечении.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Здесь коэффициент нагрузки K_F= K_F K_FV [1, c.42].

По табл. 3.7 [1, c.43] при _bd=1.11, твердости HB 350 и принятом несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор K_F=1.27. По табл. 3.8 [1, c.43] K_FV=1.1. Таким образом, коэффициент K_F=1.271.11.4; Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Z_V:

у шестерни ;

у колеса , тогда

Y_F14.05 и Y_F2=3.61 [1, c.42].

Допускаемое напряжение .

По табл. 3.9 [1, c.44] для стали 45 улучшенной при твердости HB 350 =1.8HB.

Для шестерни =1.8230=415 MПа; для колеса =1.8200=360 MПа.

[S_F]= [S_F] [S_F] – коэффициент безопасности, где [S_F] = 1.75 по табл. 3.9 [1, c.44], [S_F]=1 (для поковок и штамповок). Следовательно [S_F]= 1.75. .

Допускаемые напряжения:

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

Находим отношения :

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Y_ и K_F

;

;

для средних значений коэффициента торцового перекрытия _=1.5 и 8-й степени точности K_F=0.92.

Проверяем прочность зуба колеса

MПа [_F2]=206 МПа.

Условие прочности выполнено.

2.6. Проектировочный расчет вала

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал редуктора

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [_к]=15 МПа.

мм.

Приняли d_в2=35 мм  диаметр вала под посадку ведомого шкива ременной передачи

Тогда d_п2=40 мм – диаметр вала под подшипниками.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал редуктора

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [_к]=15 МПа – вал не испытывает консольных нагрузок.

мм.

Приняли d_в3=45 мм – диаметр вала под посадку полумуфты;

d_п3=50 мм – диаметр вала под подшипниками;

d_к3=55 мм – диаметр вала под колесом.

Для соединения концов валов редуктора и рабочей машины примем муфту МУВП по ГОСТ 21424  75 с расточками под d_в2=45 мм и крутящим моментом Т_max =500 Нм [1, c.278].