1.Выбор электродвигателя.

Привод состоит из электродвигателя, муфты, цилиндрического двухступенчатого редуктора и цепной передачи. При передаче мощности происходит ее потеря из-за преодоления сил сопротивления. Такие сопротивления имеют место в нашем приводе: в зубчатой передаче, в опорах валов, в муфтах. Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой двигателем, на величину потерь.

Определим общий к.п.д. привода

где - к.п.д. муфты

- к.п.д закрытой цилиндрической передачи

- к.п.д цепной передачи

- к.п.д. одной пары подшипников качения

Получим

_{Требуемая мощность двигателя равна}

где - мощность на приводном валу

- общий к.п.д. привода

,

где Т – крутящий момент на при водном валу, Т=2950 Нм;

где 9550 – коэффициент, позволяющий подставлять значение количества оборотов в несистемных единицах (об/мин);

где n – частота вращения приводного вала , n = 26 об/мин.

Получим

=8.03 кВт.

Получим

кВт

По ГОСТ 19523-81 по требуемой мощности кВт выбираем элетро-

двигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии АИР закрытый, обдува емый марки 132М2 с синхронной частотой n = 3000 об/мин с параметрами

Р_дв = 11 кВт и асинхронной частотой вращения nн=2900 об/мин.

Определяем передаточное отношение привода

где - асинхронная частота вращения вала двигателя;

- частота вращения приводного вала.

Получим:

Разобьём общее передаточное число по ступеням.

По исходным данным передаточное число редуктора равно 31.5 , тогда передаточное число цепной передачи равно

Передаточное число быстроходной ступени для такого типа редуктора равно

_{По стандартному ряду по ГОСТ 21426-75 принимаем}

тогда передаточное число тихоходной ступени равно

2. Кинематический расчёт редуктора.

Определение мощности на валах

(кВт)

(кВт)

(кВт)

Определение частот вращения валов

(об/мин)

Определение угловых скоростей вращения валов

Определение вращающих моментов на валах

(Нм)

(Нм)

(Нм)

(Нм)

3. Расчёт ступеней редуктора.

3.1. Быстроходная ступень редуктора.

Выбор марки стали.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерён назначаем больше твёрдости колёс.

Сталь – основной материал для изготовления зубчатых колес. В качестве материала для изготовления зубчатого колеса принимаем сталь 45 ГОСТ 1050–88. Термообработка колеса – улучшение, твердость НВ200; для шестерни так же сталь 45 ГОСТ 1050–88, термообработка шестерни – улучшение, твердость на поверхности HB230.

Определяем допускаемые контактные напряжения.

,

где – предел контактной выносливости:

МПа;

- коэффициент долговечности, - долгий срок службы

МПа;

МПа;

S_H– коэффициент безопасности, S_H = 1,1 из-за улучшения, получим

МПа;

МПа.

Так как зацепление косозубое, то находим расчётное среднее значение:

(Н/мм²)

Определим допускаемые напряжения изгиба.

, МПа

По таблице для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба = 1,8 НВ.

Для шестерни = 1,8 * 230 = 414 МПа

Для колеса = 1,8 * 200 = 360 МПа

_{Коэффициент безопасности}

Первый коэффициент [SF]’учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колес. Второй множитель [SF]’’учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса.

По таблице [S_F]’ = 1.75 для стали 45 улучшенной; [S_F]” = 1 для поковок

и штамповок.

Допускаемые напряжения:

Для шестерни

Для колеса

Проектный расчёт.

Межосевое расстояние:

где = 43 – вспомогательный коэффициент для косозубых передач;

- передаточное отношение ступени;

- вращающий момент на тихоходном валу передачи;

= 0,25…0.4 – коэффициент ширины венца колеса;

- среднее допускаемое контактное напряжение;

= 1.1…1.25 –коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба.

(мм)

Принимаем =140 мм

Модуль зацепления

принимаем стандартное значение

(мм)

Принимаем =56 мм =60 мм

Предварительно принимаем угол наклона зубьев

определим число зубьев шестерни и колеса

_{Принимаем} , тогда

Уточняем значение угла наклона зубьев

Определим фактическое передаточное отношение редуктора в соответствии с принятыми числами зубьев колес

Определим размеры колёс

Делительный диаметр

(мм)

(мм)

_{Проверка}

Диаметр вершин зубьев

(мм)

(мм)

Диаметр впадин зубьев

(мм)

(мм)

Определение сил в зацеплении передачи.

Окружная сила:

где - вращающий момент на быстроходном валу;

- делительный диаметр шестерни.

(Н)

Радиальная сила:

где =20⁰ - угол зацепления;

(Н)