I.Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок.

ККД корисної дії пари циліндричних зубчатих коліс η₁=0.98; коефіцієнт, ураховуючи втрати пари підшипників кочення η₂=0.99;ККД ремінної передачі

η₃=0.92; коефіцієнт враховуючий витрати в опорах приводного барабану η₄=0.99

Загальний ККД приводу

η=η₁*η₂²*η₃*η₄=0.98*0.99²*0.92*0.99=0.87.

Потужність на валу барабана

P_б= V_л =8,7*1,4 =12,18(кВт)

Визначаємо потужність електродвигуна

(кВт)

Кутова швидкість барабану

(рад/с)

Частота обертання барабану

(об/хв)

По вимагаємій потужності Р_тр=13,92 кВт,вибираємо електродвигун трифазний асинхронний короткозамкнений серії 4А,закритий,оьдуваємий з синхронною частотою обертання 1000 об/хв,4А 160МбУЗ, з параметрами Р_дв=15,0 кВт і ковзанням 2.6%.Номінальна частота обертання

n_дв=1000-26=974 об/хв., а кутова швидкість (рад/с)

Передаточне відношення

Налічуємо для редуктора Uр=5, тоді для пасової передачі Uц=

Кутова швидкість і частота обертання приводного валу редуктора

Вал В	n1=nДВ=974	(рад/с)
Вал С		(рад/с)
Вал А	nб=59,4 (рад/с)	(рад/с)

Обертаючий момент на валу шестерні

на валу колеса

II. Розрахунок зубчатих коліс редуктора

Так як, в завданні немає особливих вимог в відношенні габаритів передачі, вибираємо матеріали з середніми механічними характеристиками; для шестерень сталь 45,термічна обробка – покращена , твердість НВ 230,для колеса – сталь 45, термічна обробка –покращена , по твердості на 30 одиниць нижче – НВ 200.

Допустимі контактні напруження

- межа контактної витримки при базовому числі циклів, по таблиці 3.2 гл.III для вуглецевих сталей з твердістю поверхонь зубців не менше НВ 350 та термічною обробкою (покращеною) ,

К_HL- коефіцієнт довговічності , при числі циклів напруження більше базового ,що має місце при тривалій експлуатації редуктора , приймають К_НL=1; коефіцієнт безпеки [S_H] =1.10.

Для косозубих коліс розрахункове допустиме контактне навантаження

для шестерні Па;

для колеса М Па.

Потрібна умова Па виконана.

Коефіцієнт К_Нß, незважаючи на симетричне розташування коліс відповідно опор, приймаємо вище рекомендованого для цього випадку, так як з сторони ланцюгової передачі діють, викликаючи додаткову деформацію відомого валу та погіршуючи контакт зубців. Як в випадку не симетричного розташування коліс, значення К_Нß=1.25.

Приймаємо для прямозубих коліс коефіцієнт ширини вінця по між осьовій відстані

Між осьова відстань з умовою контактної витривалості активних поверхностей зубців по формулі

де для прямозубих коліс К_a=49.5,а передаточне число нашого редуктора u=u_p=5.

Приблизне значення між осьової відстані по ГОСТ 2185-66 мм.

Нормальний модуль зачеплення, приймаємо по наступним рекомендаціям: мм; приймаємо по ГОСТ 9563-60 m_n=2.5мм.

Приймаємо попередньо кут нахилу зубців та вияснюємо числа зубів шестерні та колеса

Приймаємо ; тоді z₂=z₁u=37*5=186.

Основні розміри шестерень та колеса:

діаметри ділильні:

d₁=m_n*z₁=2.5*37=93мм.

d₂=m_n*z₂=2.5*186=465мм.

Перевірка:

Діаметри вершин зубців

d_a1=d₁+2m_n=93+2*2.5=98 мм

d_a2=d₂+2m_n=465+2,5=470 мм

ширина колеса b₂=ψ_baa_w=0.2*280=56 мм

ширина шестерень b₁=b₂+5=56+5=61 мм

Визначаємо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру:

Окружна швидкість коліс та ступінь точності передачі /c.

K_H=K_HβK_HαK_Hυ.

Значення К_Hβ дані по табл.3.5, при ψ=0.482, твердості HB≤350 та несиметричним розташуванням коліс відносно опор з урахуванням згину відомого валу від натягу ланцюгової передачі К_Hβ=1.03. По таблиці 3.4,при 1.386 та 8-й степені точності К_Hα=1. По табл.3.6 для прямозубих коліс при υ=5м/с маємо К_Hυ=1.05.

Таким чином, К_H=1.03*1*1.05=1.08.

Перевірка контактних напруг по формулі Па‹[σ_Н].

Сили діючі в зачіпленні

окружна

радіальна

Перевіряємо зубці на витримку по напрузі згину

Тут коефіцієнт навантаження .По табл.3.7. при ψ_bd=0.65 ,твердості НВ≤350 та несиметричному розташуванні зубчатих коліс відносно опор . .По табл.3.8 .Таким чином коефіцієнт ;Y_F-коефіцієнт , покращюющий форму зуба та залежащий від числа зубів z_υ

у шестерні

у колеса

Y_F1=3.83 та Y_F2=3.60

По табл. 3.9 для сталі 45 покращеній при твердості

Для шестерні ;для колеса коефіцієнт безпеки , де (для паковки та штамповки).Послідовно ,

Допустимі навантаження :

для шестерен

для колеса

Знаходимо відношення:

для шестерні

для колеса

для середніх значень коефіцієнта торцового перекриття та 8-й степені точності

Перевіряємо міцність зубу колеса:

Умова міцності виконана.