1. Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода

1.1. Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя

где η₀ – общий КПД привода.

Здесь η₁ – КПД зубчатой передачи, η₁ = 0,98;

η₂ – КПД ременной передачи, η₂ = 0,96;

η₃ – КПД одной пары пар подшипников;

η₄ – КПД соединительной муфты, η₂ = 0,98.

Тогда:

Синхронную частоту вращения двигателя выбираем из диапазона:

.

По требуемой мощности из табл. П.1 ([1], с.216) выбираем асинхронный электродвигатель 4А160М6 обдуваемый, закрытый по ГОСТ 19523-81с ближайшей большей стандартной мощностью Р_Э(ДВ) = 15 кВт, синхронной частотой вращения n_С = 1000 об/мин и скольжением S = 2,6%.

1.2. Частота вращения вала двигателя

.

1.3. Общее передаточное число привода

1.4. Передаточное число зубчатой передачи

Передаточное число цилиндрической зубчатой передачи редуктора рекомендуется выбирать из диапазона 2,5 < u < 5 с округлением до стандартного значения ([1], табл. 7.1, с.11), принимаем u = .

1.5. Передаточное число ременной передачи

1.6. Частота вращения валов (индекс соответствует номеру вала на схеме привода)

.

1.7. Мощности, передаваемые валами

1.8. Крутящие моменты на валах

Крутящий момент на валу определяется по формуле:

Отсюда:

2. Расчет зубчатой передачи

2.1. Выбор материалов зубчатых колес и способов термообработки

Определим размеры характерных сечений заготовок ([1], форм. 1.1, с.5), принимая, что при передаточном числе зубчатой передачи u > 2,5 шестерня изготавливается в виде вал-шестерни.

где Т₁ – крутящий момент на шестерне;

u – передаточное число зубчатой передачи;

k_m – коэффициент, учитывающий вид передачи.

Тогда:

Диаметр заготовки колеса равен:

Выбираем материал зубчатых колес.

Принимаем для колеса и шестерни – сталь 45, термообработку – улучшение, твердостью поверхности зуба шестерни 269-302 НВ ([1], табл. 1.1, с.5).

D_m1 = 80 мм, D_m1 > D_m, твердость поверхности зуба колеса 235-362 НВ,

S_m1 = 80 мм, S_m1 > S_m.

Средние значения твердости поверхности зуба шестерни колеса:

2.2. Расчет допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения.

Для их определения используем зависимость:

где j = 1 для шестерни, j = 2 для колеса;

σ_Hlimj – предел контактной выносливости;

K_HLj – коэффициент долговечности;

S_Hj – коэффициент безопасности.

Пределы контактной выносливости найдем по формулам ([1], табл. 2.1, с.7).

Коэффициенты безопасности: S_H1 = 1,1; S_H2 = 1,7 ([1], табл. 2.1, с. 7).

Коэффициент долговечности:

где N_H0j – базовое число циклов при действии контактных напряжений;

N_HEj – эквивалентное число циклов напряжений.

Базовые числа циклов при действии контактных напряжений ([1], табл. 1.1, с.5): N_H01 = 1 млн. циклов; N_H02 = 1 млн. циклов.

Эквивалентное число циклов напряжений:

где μ_h = 0,5 – коэффициент эквивалентности для тяжелого режима работы ([1], табл. 3.1, с.8);

N_Σj – суммарное число циклов нагружения за весь срок службы.

Суммарное число циклов напряжения:

где n_j – частота вращения колеса в об/мин.;

с – число зацеплений за один оборот колеса;

t_h – суммарное время работы передачи в часах.

Здесь К_г – коэффициент использования передачи а течение года;

К_с – коэффициент использования передачи в течение суток;

L – срок службы передачи в годах;

ПВ – относительная продолжительность включения.

В результате расчетов получаем:

Поскольку N_HE1 > N_H01, примем K_HL1 = 1;

N_HE2 > N_H02, примем K_HL2 = 1.

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

для прямозубой передачи.

Допускаемые контактные напряжения для прямозубой передачи:

выполняется.

Расчет допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба вычислим по формуле:

где σ_Flimj – предел изгибной выносливости зубьев;

S_Fj – коэффициент безопасности: S_F1,2 = 1,7;

K_FCj – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, для нереверсивного привода: K_FC1,2 = 1;

K_FLj – коэффициент долговечности.

Здесь q_j – показатель степени кривой усталости, q_1,2 = 6 ([1], табл. 3.1, с.8);

N_F0 = 4·10⁶ – базовое число циклов при изгибе;

N_FEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе.

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе:

где μ_Fj – коэффициент эквивалентности при изгибе, для тяжелого режима работы ([1], табл. 3.1, с.8) μ_F1,2 = 0,3.

Тогда:

Поскольку

примем K_FL1 = 1;

примем K_FL2 = 1.

Пределы изгибной выносливости зубьев ([1], табл. 4.1, с.10):

Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса: