1 Выбор электродвигателя

1.1 Определяли КПД привода, согласно [1, с.4], по формуле

(1.1)

где - КПД цилиндрической прямозубой передачи;

- КПД пары подшипников качения;

- КПД клиноременной передачи;

₄ – КПД муфты;

n – число пар подшипников.

Согласно [1, с.5], принимали: ₁ = 0,98, ₂ = 0,99, ₃ = 0,97, ₄ = 0,98. Согласно схеме привода n = 2.

Подставляя численные значения, получали:

1.2 Определяли требуемую мощность электродвигателя N_тр, кВт, согласно [1, с.290], по формуле

(1.2)

где N_Т – заданная мощность на выходном валу привода, кВт.

Согласно заданию N_Т = 11 кВт. Тогда

По [1, с.390] выбирали электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А160S4У3, закрытый, обдуваемый , с номинальной частотой вращения вала n_дв.= 1465 об/мин. Мощность N_дв = 15,0 кВт, диаметр вала d_дв = 48 мм.

2 Кинематический и силовой расчет привода

2.1 Определяли передаточное число привода u₀, согласно [1, с.291], по формуле:

(2.1)

где n_дв – частота вращения вала электродвигателя, об/мин;

n_T – заданная частота вращения приводного вала, об/мин.

Для выбранного двигателя n_дв = 1465 об/мин; по заданию n_Т = 220 об/мин.

2.2 Распределение передаточного числа привода по ступеням передач.

Передаточное число редуктора принимали равным

u = 2,8.

Тогда передаточное число клиноременной передачи:

2.3 Частота вращения валов:

выходной вал привода:

ведомый вал редуктора:

ведущий вал редуктора и вал электродвигателя:

2.4 Угловые скорости валов, согласно [1, с.291]:

выходной вал привода:

ведомый вал редуктора

ведущий вал редуктора и вал электродвигателя

2.5 Определяли вращающий момент Т_дв, Нм, на валу двигателя, согласно [1, с.290], по формуле

(2.2)

2.6 Определяли вращающий момент Т₁, Нм, на ведущем валу редуктора, согласно [1, с.290], по формуле

(2.3)

Нм.

2.7 Определяли вращающий момент Т_Т, Нм, на выходном валу редуктора, согласно [1, с.290], по формуле

(2.4)

Нм.

3 Расчет зубчатой передачи редуктора

3.1 Выбор материалов зубчатых колес.

Определение допускаемых напряжений

3.1.1 Выбор материалов

По табл. 3.1 [2, с.49] определяли марку стали: для шестерни и для колеса – 40Х, твердость  350НВ₂. Разность средних твердостей НВ_1ср – НВ_2ср = 20 - 50.

По [2, с.50] определяли механические характеристики стали 40Х: для шестерни твердость 269…302НВ₁, термообработка – улучшение, D_пред = 125 мм; для колеса твердость 235…262НВ₂, термообработка – улучшение, S_пред = 125 мм.

Определяли среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:

HВ_1ср = (269+302)/2 = 285,5; НВ_2ср = (235+262)/2 = 248,5.

3.1.2. Определение допускаемого контактного напряжения для шестерни

[]_Н1 и колеса []_Н2

Рассчитывали коэффициент долговечности K_HL.

Срок службы привода L_h, ч, определяли, согласно [2, с.36], по формуле

(3.1)

где Т – заданный срок службы передачи в годах;

К_год – заданный коэффициент годового использования;

К_сут – заданный коэффициент суточного использования.

По заданию: Т = 9 лет; К_год = 0,7; К_сут = 0,35.

Наработку N, циклов, за весь срок службы определяли, согласно [2, с. 53], по формулам:

для колеса (3.2)

где ₂ – угловая скорость колеса, рад/с;

L_h – рабочий ресурс привода, ч.

Из предыдущих расчетов ₂ = 54,8 рад/с; L_h = 19316 ч.

циклов;

для шестерни (3.2`)

где u – передаточное число редуктора.

Ранее определено u = 2,8. Тогда

циклов.

Число циклов перемены напряжений N_H0, соответствующее пределу выносливости, принимали по [2, с.51] интерполированием:

N_H01 = 22,510⁶ циклов; N_H02 = 16,310⁶ циклов.

Так как N₁ > N_H01 и N₂ > N_H02, то, согласно [2, с.52], коэффициенты долговечности принимали:

K_HL1 = 1 и K_HL2 = 1.

По табл. 3.1 [2, с.49] определяли допускаемое напряжение []_H0, Н/мм², соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_H0:

для шестерни (3.3)

для колеса (3.4)

Определяли допускаемое контактное напряжение []_Н, Н/мм², согласно [2, с.53], по формулам:

для шестерни

Н/мм²;

для колеса

Н/мм².

Так как НВ_1ср – НВ_2ср = 285,5 - 248,5 = 37 = 20…50, то, согласно [2, с.51], заданную прямозубую передачу рассчитывали по меньшему значению контактного напряжения:

Н/мм².

3.1.3 Определение допускаемых напряжений изгиба []f, н/мм2, для

зубьев шестерни и колеса

Рассчитывали коэффициент долговечности K_FL.

Наработка за весь срок службы N, циклов, определена ранее: для шестерни N₁ = 169810⁶ циклов, для колеса N₂ = 606,410⁶ циклов.

Число циклов перемены напряжений, согласно [2, с.52], для обоих колес: N_F01 = N_F02 = 410⁶ циклов. Так как N₁ >N_F0 и N₂>N_F0, то, согласно [2, с.52], принимали

K_FL1 = K_FL2 = 1.

Согласно [2, с.49], определяли допускаемое напряжение изгиба []_F0, соответствующее числу циклов перемены напряжений N_F0:

для шестерни []_F01 = 1,03 HB_1ср;

[]_F01 = 1,03285,5 = 294 Н/мм²;

для колеса []_F02 = 1,03 HB_2ср;

[]_F02 = 1,03248,5 = 256 Н/мм².

Определяли допускаемое напряжение изгиба []_F, Н/мм², согласно [2, с.53], по формулам:

для шестерни

Н/мм²;

для колеса

Н/мм².

3.2 Расчет зубчатой передачи

Проектный расчет

3.2.1 Определяли главный параметр – межосевое расстояние a_w, мм, согласно [2, с.58], по формуле:

(3.5)

где К_а – вспомогательный коэффициент;

u – передаточное число;

Т₂ – вращающий момент на ведомом валу, Н.м;

y_а = b₂/a_w – коэффициент ширины венца колеса по межосевому расстоянию;

b₂ – ширина венца колеса, мм;

[s]_H – расчетное допускаемое контактное напряжение, Н/мм²;

К_Нb - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

Согласно [2, с.58], принимали: К_а = 49,5; y_а = 0,315; К_Нb = 1. Из предыдущих расчетов u = 2,8; Т₂ = 209 Н.м; [s]_H = 514,3 Н/мм².

Подставляя в формулу (3.5) численные значения, получали:

мм.

Округляли, согласно [2, с.59], полученное значение до ближайшего стандартного по ГОСТ 2185 значения: a_w = 125 мм.

3.2.2 Определяли модуль зацепления m, мм, согласно [2, с.59], по формуле

(3.6)

где K_m – вспомогательный коэффициент;

d₂ – диаметр делительной окружности колеса, мм;

[s]_F – допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным

зубом, Н/мм².

Для прямозубых передач К_m = 6,8. Допускаемое напряжение изгиба определено ранее: [s]_F = [s]_F2 = 256 Н/мм². Делительный диаметр d₂, мм, определяли, согласно [2, с.59], по формуле

мм.

Определяли ширину венца колеса b₂, мм, согласно [2, с.59], по формуле

мм.

Принимали b₂ = 40 мм. Тогда по формуле (3.6) нормальный модуль зацепления

мм.

Принимали, согласно [2, с.59], чтобы получить целое число зубьев, стандартное значение по ГОСТ 9563 из первого ряда: m = 1,25 мм.

3.2.3 Определяли суммарное число зубьев шестерни и колеса z_S, согласно [2, с.60], по формуле

(3.7)

3.2.4 Определяли число зубьев шестерни z₁, согласно [2, с.60], по формуле

(3.8)

Принимали z₁ = 53.

3.2.5 Определяли число зубьев колеса z₂, согласно [2, с.60], по формуле

3.2.6 Определяли фактическое передаточное число u_ф, согласно [2, с.60], по формуле

(3.9)

Отклонение от предварительно принятого значения:

(3.10)

Норма отклонения передаточного числа выполняется.

3.2.7 Определяли фактическое межосевое расстояние a_w, мм, согласно [2, с.60], по формуле

(3.11)

мм.

3.2.8 Определяли основные геометрические параметры передачи, согласно [2, с.60], по формулам:

Диаметр делительной окружности

шестерни ;

мм;

колеса

мм.

Диаметр окружности вершин зубьев

шестерни

мм;

колеса

мм.

Диаметр окружности впадин зубьев

шестерни

мм;

колеса

мм.

Ширина венца

колеса

мм; принято b₂ = 40 мм;

шестерни

Принимали b₁ = 44 мм.