Рішення.

По табл..1.1 (10) приймаємо ККД:

ŋз=0,98 – ККД зубчастої передачі;

ŋп=0,99 – ККД пари підшипників зубчастої передачі(в редукторі їх 2);

ŋл=0,92 – ККД ланцюгової передачі (пасова передача ŋ=0,96);

ŋп=0,99 – ККД пари підшипників барабана.

Загальний ККД:

ŋ=ŋз·ŋп²·ŋл·ŋп =0,98·0,99²·0,92·0,99=0,875

Потужність на валу барабана:

Рб= Fл·Vл=8,5·1,3=11,1кВт

Потрібна потужність двигуна:

Ртр.=Рб/ŋ=11,1/0,875=12,7кВт

Кутова швидкість барабана:

ωб=2· Vл/Dб=2·1,3/0,4=6,5рад/с

Частота обертів барабана:

nб=30·ωб/π=30·6,5/3,14=62об/хвил.

Згідно ГОСТу19523-81 (див.табл.П1{10}) та потрібній потужності ωдв.Ртр.=12,7кВт вибираємо двигун трьохфазний асинхронний короткозамкнений серії 4А закритий, з частотою обертання 1000об/хвил. 4А160М6У3 з параметрами Рдв.=15кВт та ковзанням 2,6%.

Номінальна частота обертання

nдв=1000-26=974об/хвил.

Кутова швидкість двигуна

ωдв.=π· nдв/30=3,14·974/30=102рад/с

Знаходимо загальне передаточне відношення:

ізаг.= ωдв./ωб=102/6,5=15,7

Призначаємо для редуктора (зубчаста передача) ір=5, тоді для ланцюгової передачі:

іл.=ізаг./ір=15,7/5=3,14

Частота обертання:

n1=nдв.=974об/хвил. на першому валу;

n2=n1/ір=974/5=194,8об/хвил. на другому валу;

n3= nб=62об/хвил. на третьому валу (див. вище).

Кутова швидкість:

ω1= ωдв.=102рад/с

ω2= ωдв./ір=102/5=20,4рад/с

ωб=6,5рад/с (див. вище).

Крутильний момент:

на валу шестерні

Т1=Р1/ω1=Ртр./ω1=12,7·10³/102=125Н·м

на валу колеса

Т2=Т1· ір=125·5=625Н·м

Для редуктора та пасової передачі розрахунки ті ж самі.

Завдання 2.2

Розрахувати геометричні параметри і зробити перевірку на міцність зубчастих коліс редуктора. Прийняти для всіх варіантів сталь45: для шестерні НВ230, для колеса НВ200, [σH]=410МПа

Данні для завдання взяти із табл.2.2 і рис.2.2.

До завдання 2.2(приклад виконання).

Розрахувати геометричні параметри і зробити перевірку на міцність зубчастих коліс редуктора. Прийняти сталь45: для шестерні НВ230, для колеса НВ200, [σH]=410МПа(допустима контактна напруга)

Задано: Т2=625·10³Н·мм; ір=5 (для всіх варіантів).

Знайти: аw, mn, d d, перевірити на міцність (по контактним напруженням).

Рішення.

По табл.3.3 (стор.42 [10]) приймаємо:

Кнв=1,25; Ψва=в/аw=0,4 (для всіх варіантів).

Із умови контактної витривалості знаходимо міжосьову відстань:

Ка=43 – для косозубих коліс;

ір=5 - передаточне відношення редуктора.

Згідно ГОСТ2185-66 (стор.36 [10]) вибираємо найближче значення міжосьової відстані аw:

аw=200мм

Нормальний модуль зачеплення mn:

mn=(0,01-0,02)· аw=(0,01-0,02)·200=2÷4мм

Приймаємо згідно ГОСТ9563-60 mn =2,5мм (стор.36[10]).

Приймемо попередньо кут нахилу зубів β=10°.

Знайдемо кількість зубів:

для шестерні

Z1=2· аw·соsβ/[(ір+1)·mn]=2·200·соs10°/[(5+1)·2,5]=26,2

приймемо Z1=26

для колеса Z2= ір·Z1=5·26=130

приймемо Z2=130

Знаходимо точний кут нахилу зуба:

соsβ=( Z1+ Z2)· mn/(2· аw)=(26+130)·2,5/(2·200)=0,975

Приймаємо β=12°50'

Знаходимо діаметри зубчастих коліс:

d1= mn· Z1/соsβ=2,5·26/0,975=66,7мм

d2= mn· Z2/соsβ2,5·130/0,975=333,3мм

Перевіримо аw: аw=(d1+d2)/2=(66,7+333,3)/2=200мм

Ширина колеса b2=Ψва·аw =0,4·200=80мм

Ширина шестерні b1= b2+5=80+5=85мм

Знайдемо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру:

Ψbd=b1/d1=85/66,7=1,275

Приймаємо ступінь точності 8.

Визначимо швидкість коліс: υк=ω1· d1/(2·10³)=101,5·66,7/(2·10³)=3,38м/с,

де ω1 – взяти із попереднього завдання 2.1.

По табл.3.4(10) при Ψbd=1,275 Кнα=1,08;

По табл.3.5(10) Кнβ=1,55; по табл.3,6(10) при υ<5м/с Кнυ=1,0

Знаходимо коефіцієнт навантаження:

Кн= Кнα· Кнβ·Кнυ=1,08·1,55·1,0=1,245

Перевіримо контактні напруження:

Сили в зачепленні:

Окружна Ft=2T1/d1=2∙125∙10³/66,66=3750H

Радіальна Fr=Ft∙tgα/cosβ=Ft∙tg20°/cos12°50'=1400H

Осьова Fa=Ft∙tg12°50'=830H

Завдання 2.3

Зробити попередній розрахунок валів редуктора по зниженим допустимим напруженням.

Данні для завдання взяти із таблиці 2.3.

До завдання 2.3(приклад виконання).

Зробити попередній розрахунок валів редуктора по допустимій напрузі.

Задано: Т1=125∙10³Н∙мм

Т2=625∙10³Н∙мм

[σн]=25Мпа(Н/мм²)