1. Выбор электродвигателя. По заданию кр необходимо спроектировать привод, включающий в себя ременную передачу и редуктор с одноступенчатой закрытой косозубой зубчатой передачей.

1.1 Определим мощность и частоту вращения.

Потребляемую мощность привода (мощность на выходе) определим по формуле [2]:

кВт (1.1)

1.2 Потребляемая мощность электродвигателя

кВт (1.2)

1.3 Коэффициент полезного действия привода [8].

(1.3)

где = 0,97 - коэффициент полезного действия зубчатой передачи;

= 0,97 – коэффициент полезного действия цепной передачи.

1.4 Диапазон частот вращения вала электродвигателя.

n_эд=n₂(u_min...u_max)=70(10...70,41)=700...750 об/мин

Выбор электродвигателя.

Нам необходимо обеспечить вращение шнека со скоростью 70 об/мин.

По величине потребляемой мощности и синхронной частоты вращения принимаю электродвигатель 4АМ112МB8У3 с мощностью 3 кВт, синхронной частотой 750 об/мин и асинхронной частотой вращения 700 об/мин.

2. Расчет параметров привода.

2.1. Определение передаточного числа привода.

Ориентировочное значение передаточного числа привода равно произведению передаточных чисел редуктора и цепной передачи

, (2.1)

где – передаточное число редуктора,

– передаточное число цепной передачи.

Уточняем передаточное число привода по номинальной частоте вращения электродвигателя.

(2.2)

2.2 Разбивка передаточного числа по передачам.

Примем значение передаточного числа редуктора из стандартного ряда передаточных чисел. Тогда передаточное число ременной передачи:

(2.3)

Из единого ряда передаточных чисел [8] примем . Определяем фактическое передаточное число привода

. (2.4)

Погрешность передаточного числа привода

. (2.5)

Такое значение погрешности является допустимым [8].

2.3 Расчет угловых скоростей и частоты вращения валов привода

Угловая скорость вала электродвигателя определяется по формуле:

, (2.5)

Частота вращения второго вала определяется по формуле:

, (2.6)

Угловая скорость второго вала определяется по формуле:

, (2.7)

Частота вращения третьего вала определяется по формуле:

, (2.8)

Угловая скорость третьего вала определяется по формуле:

, (2.9)

Угловое отклонение определяется по формуле:

, (2.10)

- условие выполнено.

2.4 Мощности на валах.

Мощность на первом валу:

кВт.

Мощность на втором валу:

кВт.

Мощность на третьем валу:

кВт.

2.5 Моменты на валах:

(2.11)

Н·м;

Н·м;

Н·м.

2.6 Время работы передачи

t = t_г (лет)365(дней)24(часа)КгКс, ч. (2.12)

t = 5 · 365 · 24 · 0,7 · 0,4 =12264 ч.

Сведем вычисленные параметры привода в таблицу 1:

Таблица 1: Параметры привода.

	Мощность на валу Pi, кВт	Крутящий момент Ti, Н∙м	Частота вращения ni, мин-1	Передаточное число, u	КПД η	Угловая скорость ωi, рад-1
Вал I	2.9	38,2	712	2,8	0.97	78,5
Вал II	2,81	103,75	267,86	4	0.97	28,04
Вал III	2,73	370	70	11,2	0.94	7

2. Расчет зубчатой передачи.

2.1. Расчет косозубой передачи.

Исходные данные

-мощность на валу шестерни P₁=2.91 кВт;

-частота вращения шестерни n₁=267,86 об/мин;

-частота вращения колеса n₂=70 об/мин;

-крутящий момент на валу шестерни T₁=103,75 Н·м.

2.1.1.Выбор материалов и способа упрочнения.

Для колеса материал 40XH, термическая обработка - улучшение, твердость HB100...300 (примем НВ320). Для шестерни, материал 40ХН, термическая обработка - улучшение и поверхностная закалка ТВЧ, твердость сердцевины НВ375, твердость поверхности HRC48...54 (примем HRC40) с целью использования головочного эффекта и получения более высокой нагрузочной способности [1, табл. 2.1, стр.8].

2.1.2.Расчет допускаемого контактного напряжения

Так как передача закрытая и твердость одного колеса НВ<350 проектный расчет проводим из условия усталостной контактной прочности.

Допускаемое усталостное контактное напряжение [3, стр. 185]:

- длительный предел контактной выносливости, МПа;

- коэффициент запаса прочности, для колес с поверхностной закалкой для улучшенных колес S_H⁼1.2;

z_r - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей, для фрезерованных зубьев Z_R=0.9;

Z_v - коэффициент, учитывающий влияние скорости, повышение скорости вызывает повышение толщины гидродинамического масляного слоя и уменьшение коэффициента трения, при НВ<350 и окружной скорости меньше 5м/с Z_v=1;

z_n— коэффициент долговечности:

где m - показатель степени, m=6;

n_hg - базовое число циклов;

n_he –эквивалентное число циклов;

Базовое число циклов шестерни (HRC40=HB375):

N_HG1=HB³= 375³=5.273·10⁷

Базовое число циклов колеса:

N_HG2=HB³= 320³=3.277·10⁷

Эквивалентное число циклов, вычисляется по формуле:

где 60 - согласующий коэффициент;

n - частота вращения шестерни или колеса, об/мин;

t₁ - полное время работы передачи, ч;

e_H - коэффициент эквивалентности.

t₁=12264 ч;

где Т_i - момент каждой ступени нагружения (из графика нагрузки);

Т _max— наибольший из длительно действующих моментов;

t_i - время работы на каждой ступени нагружения.

Определение коэффициента долговечности;

Принимаем Z_H1=1, Z_H2=1.

Для улучшенных колес длительный предел контактной выносливости [3, табл. 10.8, стр.185]:

Для колес с поверхностной закалкой:

Вычисляем допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса:

МПа

МПа

Допускаемые контактные напряжения быстроходной передачи для реализации головочного эффекта:

=0,45*(585+532.5)=534 МПа

При этом должно выполняться условие:

1,25 ≥ ≥

1,25 =1,25·780=985,0 МПа

Условие (37)выполняется.

Коэффициент ширины зуба при нессиметричном расположении зубчатых колес выбирается из интервала (3,стр.155):

-(0,25…0,4)

Для косозубой передачи принимаем =0,4.