1.3 Выбор электродвигателя

Исходя из требуемой мощности и ориентировочно рассчитанной частоты вращения двигателя, принимаем асинхронный электродвигатель с номинальной мощностью равной или несколько превышающей , из ГОСТ 12139-84 выбираем двигатель 4А112М4У3.

Номинальная мощность: 5,5 кВт

Асинхронная частота вращения 1450

Определяем действительное передаточное число привода:

где – передаточное число привода;

– частота вращения вала двигателя.

Определение действительных передаточных чисел передач привода:

передаточное число конической прямозубой передачи

передаточное число цилиндрической косозубой передачи

где – передаточное число ременной передачи;

Частоты вращения валов определяются по формуле

где n_i - частота вращения расчетного вала;

n_i-1 - частота вращения предыдущего вала;

U - передаточное число ступени.

Угловые скорости валов

где ω_i - угловая скорость расчетного вала.

2. Определение мощностей и крутящих моментов на валах

Определение мощности на валах редуктора производится с учетом потерь мощности в подшипниках передач по формуле [2,с.12]:

;

где - мощность на расчетном валу, кВт;

- мощность на предыдущем валу, кВт;

- КПД передачи между двумя валами.

Требуемая мощность двигателя

Мощности на валах

Крутящие моменты на валах привода определяются по формуле:

;

где - искомый крутящий момент на валу, Н·м;

P_i - мощность на валу, кВт;

п_i– частота вращения вала, мин^-1.

Крутящие моменты на валах

Результаты кинематического и силового расчётов сводим в таблицу

№ вала	n,	ω,рад/с	P, кВт	T, H∙м
1	1450	151,8	5,5	36,22
2	650	68	5,17	75,96
3	162,5	17	4,91	288,56
4	51,6	5,4	4,71	871,71
5	51,6	5,4	4,62	855,06

3. Расчет передач

3.1 Расчёт ременной передачи

Исходные данные:

Мощности на валах:

Крутящий момент:

Частота вращения:

Передаточное число

Ремень зубчатый с трапецеидальным зубом.

3.1.1 Определение параметров передачи

Принимаем модуль ремня , мм таблица 2.4.1[2,с.19]

Определяем шаг зубьев, мм

Принимаем размеры ремня: таблица 2.4.1 [2,с.19]

Определяем минимальное число зубьев ведущего шкива, шт таблица 2.4.2 [2,с.20]

Определяем число зубьев ведомого шкива, шт

Принимаем число зубьев ведомого шкива

Определяем действительное передаточное число ременной передачи

Определяем диаметры шкивов, мм

Определяем минимальное межосевое расстояние, мм

Определяем число зубьев ремня, шт

Где

Принимаем число зубьев ремня таблица 2.4.6 [2,с.21]

Определяем действительное межосевое расстояние, мм

Где таблица 2.4.3 [2,с.20]

Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива, град

Определяем число зубьев на дуге обхвата, шт

Определяем ширину ремня, мм

Где

- коэффициент зависящий от типа двигателя таблица 2.4.5 [2,с.21]

- коэффициент зависящий от типа рабочей машины таблица 2.4.4 [2,с.20]

- коэффициент зависящий от передаточного числа

- мощность передаваемая одним зубом ремня шириною 1 мм в стандартном режиме, кВт/мм рисунок 2.4.4 [2,с.20]

Принимаем ширину ремня таблица 2.4.6 [2,с.21]

Определяем силу нагружающую вал передачи, Н

Где - окружное усилие

3.2 Расчет конической передачи с круговым зубом быстроходной ступени редуктора

Исходные данные:

Крутящий момент:

Частота вращения:

Передаточное число

3.2.1 Выбор материала зубчатых колес

Выбираем для шестерни и колеса материал сталь 40ХН. Механические характеристики сердцевины – σ_В=850МПа, σ_Т=600МПа [2, стр. 43]. Термообработка шестерни – поверхностная закалка, твердость примерно 48HPC, термообработка колеса – закалка, твердость примерно 44HPC.

3.2.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений

Срок службы передачи

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность:

,

где с=1 – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым,

, частоты вращения при Т₁ и Т_2,

m/2=3– показатель степени [2, стр.42];

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете зубьев на выносливость при изгибе:

, где

q=9 – показатель степени при HB>350;

.

3.2.3 Определение допускаемых контактных напряжений

.

Предел контактной выносливости: (2, стр. 43);

S_H=1,2 – коэффициент безопасности (2, стр.42).

Коэффициент долговечности .

Базовое число циклов N_HO:

(2, рис. 4.1.3),

(2, рис. 4.1.3),

Так как , то m=20.

Так как , то m=20.

Таким образом, допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

Расчетные допускаемые контактные напряжения:

3.2.4 Определение допускаемых изгибных напряжений

,

где - предел изгибной выносливости [2, табл. 4.1.3]:

S_F=1,75 – коэффициент безопасности [2, табл. 4.1.3].

Y_ – коэффициент, учитывающий реверсивность нагрузки (для нереверсивной передачи Y_=1).

Коэффициент долговечности ,

q=9 – показатель степени при твердости шестерни и колеса больше 350НВ

– базовое число циклов для всех сталей:

Таким образом, допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса: