2.2. Частота вращения выходного вала

Частоты вращения выходного вала:

Определяем общее передаточное число привода:

По требуемой мощности P_тр=4,647 кВт выбираем электродвигатель Марки 112M4/1445

Определяем общее передаточное число привода:

P_эл=5,5 кВт

U_общ=U_ред*U_рем

Примем,что U_ред=20

Тогда U_рем= =1,214

2.3.Частоты вращения валов

Определим частоты вращения валов:

n₁ = n_эл= 1445об/мин;

об/мин;

об/мин;

3. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов

=P_тр=4,647кВт;

3.1 Моменты на валах

Определим моменты на валах:

Таблица 1.

№ вала	P, кВт	n, об/мин	T, Н∙м	u
1	4,647	1445	30,713	Uрем=1.214 Uред=20
2	4,37	1190,28	35,058
3	3,461	59,514	555,37

4. Расчет передач привода

4.1. Червячная передача

V_s=0.45 10^-3 n₂U_ред =0.45 10³ 59,514 20 =4,4 м/c.

4.2 Определение допускаемы напряжений

По таблице 2.10 примем мателиал червячного колеса серый чугун марки СЧ15 отливка в кокиль σ_в=320 Н/м²

Материал червяка – сталь марки 35ХМ, закалка витков червяка с нагревом ТВЧ, поверхностная твердость 48...53 HRC?????????????

Допускаемые контактные напряжения

[σ]_н= [σ]_н0 -25 V_s=300-25 4,4=190 Н/мм2 .

Делительное напряжение изгиба

[σ]_F0=0.22 σ_в=0.22 320=70.4 Н/мм²

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость σ_FP определяются по формуле

[σ]_F=K_fl [σ]_F0=0.555 39.4=35.072.

где [σ]_F0 – делительное напряжение изгиба,

K_fl – Коэффициент долговечности.

K_fl= =0,555.

N=60 n₂ L_n =60 328.218 10000=196930800.

Где N – общее число циклов нагружений, n₂ – частота вращения вала 328,218 об/мин , L_n – долговечность редуктора.

4.3 Расчет межосевого расстояния:

= = 140.178 мм.

Принять ближайшее стандартное значение - 𝑎_w=140 мм.

4.4 Подбор основных параметров передачи.

Примем число витков червяка z₁=2;

_{По известному значению передаточного числа определяем число витков (заходов) червяка и число зубьев колеса:}

_{Z1 = 2}

_{Z2 = Z1 U = 2 · 20 = 40.}

_{Расчет модуля зацепления:}

_{m = (1,5...1,7) · = (1,5...1,7) · =5,25...5,95 мм.}

_{Принять ближайшее табличное значение: m = 5 мм.}

_{q=2· -z2=2· -40=16.}

_{Принимаем q=16.}

_{Расчет коэффициента смещения инструмента:}

4.4.1 Диаметры делительных окружностей для червяка:

d₁ = mq = 516 = 80 мм.

Диаметр вершин витков червяка

d_a1=d₁+2m=80+25=90мм.

Диаметр впадин витков червяка

d_f1=d₁-2,4m=80-2,45=68мм.

Длина нарезанной части шлифованного чепвяка

b₁>=(11+0,06z₂) m+25=(11+0,0640) 5+25=92мм.

Принимаем b₁=92мм.

Делительный угол подъема витка червяка при z₁=2 и q=16;

принимаем _7,07о.

4.4.2 Основные размеры винца червячного колеса

Делительный диаметр червячного колеса

d₂=z₂m=405=200мм.

Диаметр вершин зубьев червячного колеса

d_a2=d₂+2m=200+25=210мм.

Диаметр впадин впадин зубьев червячного колеса

d_f2=d₂-2,4m=200-2,45=188мм.

Наибольший диаметр червячного колеса

d_am2<=d_a2+(6 +2)=210+(6 +2)=217,5мм.

Ширина венца червячного колеса

b₂<=0,75d_a1=0,7590=67,5мм.

Окружная скорость червяка

V₁= =1,37м/с.

Скорость скольжения

V_s= = =1,4м/с.

При этой скорости

[σ]_н2=175-351,381=126,665.

Отклонение рассчитываем по формуле

 100% =  100% =9%.

Отклонение 9%.

_{Межосевое расстояние (проверка):}

_{aw = 0.5m(q + Z2) = 0.55(16 + 40) = 140 мм.}

_{Приближенное значение К.П.Д. червячной передачи.}

η=0,95...0,96  100% = (0,95...0,96)  100% = 72%.

Коэффициент нагрузки K

K= K K_v=1,0051=1,005.

Где K_v=1

K =1+( )³ (1- )=1+( )³  (1-0,6)=1,0051.

Проверка прочности

σ_н=  =  =130МПа.

σ_н< [σ_н]=138МПа.

Недогрузка 6%

Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб

Z_v= = =40,942

Y_f=2,27

σ_f = = =9,4МПа.

σ_f<< [σ_f0]=70,4Мпа.

3.4. Проектный расчет конической передачи.

Проверочный расчет передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев выполняем по условию контактной прочности:

Где - коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес; для стальных зубчатых колес

-коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления:

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубых колес

- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

Где - удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

- коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;

Где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса ;

По принятым в машиностроении нормам для допускается отклонения: 5% перегрузка и 10% недогрузка. Условие прочности выполняется.