Определение коэффициента полезного действия
Коэффициент полезного действия расчитываем по формуле:
[1,c.6]
(2)
где
- КПД, учитывающий потери клиноременной
передачи,
-
КПД, учитывающий потери в цилиндрической
зубчатой передачи,
-
КПД, учитывающий потреи в подшипниках,
– КПД,
учитывающий потери в соединительной
муфты,
n – число пар подшипников.
По рекомендации [1,c.6, таблица 1.1] принимаем:
= 0,92...0,95,
= 0,96...0,98,
= 0,99, n = 4,
= 0,98.
=
0,94
0,97
0,98
= 0,85.
Определение частоты вращения
Частота вращения определяется по формуле:
,
[1, c.7]
(3)
где
– диаметр барабана, мм.
=
76
об/мин.
Выбор предварительного общего передаточного отношения привода
...
[1, c.7]
(4)
Принимаем по рекомендации [1,c.7, таблица 1.2]
где
– передаточное отношение цилиндрической
зубчатой передачи,
– передаточное
отношение цепной
передачи.
= 2,5...5
= 1,5...4;
Определение требуемой частоты вращения электродвигателя
[1,c.6]
(5)
Определение требуемой частоты вращения электродвигателя
,
[1,c.7] (6)
76
(3,75...20)
= 285...1520
Выбор электродвигателя
По рекомендации [1, c.384, таблица 19.27] принимаем электродвигатель 160M6
Уточнение общего передаточного отношения привода
,
[1,c.8] (7)
Принимаем
,
тогда
Опредление частоты вращения (угловых скоростей ) привода
[1,c.8]
(8)
[1,c.8]
(9)
[1,c.8]
(10)
где
-
частота вращения ведущего вала, об/мин,
730
об/ мин
[1,c.9]
(11)
где
- частота вращения ведомого вала, об/мин,
[1,c.9]
(12)
Определение вращающих моментов на валах двигателя
Момент на приводном валу определяется по формуле:
[1,c.10]
(13)
,
[1,c.10]
(14)
где
– момент на тихоходном валу редуктора,
,
[1,c.10]
(15)
где
– момент на быстроходном валу редуктора,
2 Расчет цилиндрической зубчатой передачи
2.1 Выбор материалов и термической обработки
Учитывая
рекомендации [1, c.16]
назначаем материал для изготовления
зубчатых колес: шестерни – сталь 40Х
твердость поверхности HB269…302,
термообработка улучшение,
=640МПа,
=800МПа.
[1.c.17,
таблица 2.1].
Для колеса – сталь 45, твердость поверхности HB 235…262, термообработка улучшение, =640МПа, =800МПа. [1.c.17, таблица 2.1].
Для дальнейших расчетов определяем среднюю твердость колес по формуле:
[1,
c.17]
(16)
2.2 Определение допускаемых напряжений
Допускаемые напряжения по:
[1,
c.19]
(17)
[1,
c.19]
(18)
где
- допускаемое контактное напряжение,
МПа,
-
допускаемое напряжение изгиба, МПа,
-
коэффициент долговечности при расчете
по контактным напряжениям,
-
коэффициент долговечности при расчете
на изгиб,
-пределы
выносливости, соответствующие базовому
числу циклов
нагружений на контактную прочность и изгиб, соответственно.
[1,
c.19,
таблица 2.2] (19)
[1,
c.19]
(20)
Так как средняя твердость колеса и шестерни разная, то допускаемые напряжения определяются для обоих колес
МПа,
МПа.
Коэффициенты долговечности по:
[1,
c.18]
(19)
[1, c.18]
(20)
где
и
базовые
числа циклов нагружений, соответственно
при расчете на контактную прочность и изгиб,
N – действительное число циклов перемены напряжений,
m–показатель степени в уравнении кривой усталости.
,
[1, с. 18]
(21)
,
,
[1,c.18]
(22)
(23)
где
-
время работы передачи,
час,(по условию задания),
Действительное число циклов перемены напряжений
60
,
.
По
рекомендации [1, c.19]
при условии N
и N
принимаем
,
.
По формулам (17) и (18) определяем напряжения
МПа,
МПа,
МПа,
МПа.
За
допускаемое контактное напряжение в
дальнейших расчетах по рекомендации
[1, c.19]
принимаем:
МПа.