1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода.

1. Выбор параметров передач привода:

1.1. Определяем КПД ( ) передач и элементов привода:

-Клиноременная передача

-Передача редуктора цилиндрическими зубчатыми колесами

-Передача редуктора цилиндрическими зубчатыми колесами

-Подшипники качения (одной пары)

1.2. Определяем КПД привода - ( ):

- число пар подшипников.

В данной схеме m=4.

1.3. Задаемся передаточными числами передач привода по рекомендации [1]:

- Клиноременная передача - U₁ = 3

- Зубчатая цилиндрическая передача (быстроходная) – U₂ = 3

- Зубчатая цилиндрическая передача (тихоходная) – U₃ = 3

1.4. Определяем передаточное число привода - :

2. Определяем расчётную мощность электродвигателя - :

- заданное номинальное значение мощности на выходном валу привода, кВт.

3. Определяем расчётную частоту вращения вала электродвигателя - :

n_эд = n_вв ^. U_пр = 29.5 ^. 27 = 796

- заданное номинальное значение частоты вращения на выходном валу привода, об/мин.

4. Выбираем электродвигатель в зависимости от вычисленных величин и :

Марка электродвигателя АИР132S6, мощностью и асинхронной частотой вращения

5. Определим фактическое передаточное число привода :

6. Разбиваем фактическое передаточное число привода на передаточные числа элементов привода с учётом стандартного ряда на передаточные числа:

- клиноременная передача

- редуктор (общее передаточное число):

-тихоходная ступень:

-быстроходная ступень:

Округляем полученные значения до стандартных передаточных чисел:

U_Т = = 3,55;

7.Определим фактическое передаточное число привода с учетом принятых передаточных чисел:

8. Определяем фактическую частоту вращения выходного вала привода:

Определяем отклонение фактической частоты вращения выходного вала от

заданного:

(условие выполняется)

9. Определяем частоты вращения по валам привода:

• 

• 

• 

• 

10. Определяем крутящие моменты по валам привода:

• 

• 

• 

• 

Результаты расчётов в 9 и 10 пунктах сведём в таблицу:

Вал	1	2	3	4
, (об./мин)	960	480	106,6	30
, ( )	19,95	38,11	167,22	578,87

2. Расчёт двухступенчатой цилиндрической передачи [2]

2.1 Расчёт тихоходной ступени редуктора

2.1.1. Проектировочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

Выбираем материалы и термообработку зубчатых колес, исходя из указанной в задании величины мощности на выходе привода:

N_ВЫХ = 5 кВт.

Материал зубчатых колес – Сталь 40Х.

Термообработка:

шестерни – закалка, твердость Н₃ = 50 HRC = 480 HB;

колеса – улучшение, твердость Н₄ = 285 НВ.

Вы­би­раем коэффициент ширины зуба исходя из кинематической схемы привода:

= 0,4 – для несимметричного расположения колёс.

Коэффициент ширины зуба по диаметру определяем по формуле:

= =

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле, мм:

,

Коэффициент K_a принимаем равным K_a=495 – для прямозубых зубчатых колёс и их материалов сталь-сталь.

Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, для , тихоходной ступени развёрнутой схемы передачи и твердости активных поверхностей зубьев НВ>350, принимаем равным

= 1,2.

Допускаемые контактные напряжения определяем раздельно для шестерни и колеса по формуле, МПа:

.

В проектировочном расчете примем = 0,9.

Коэффициент долговечности Z_N принимаем в зависимости от отношения суммарного и базового числа циклов перемены напряжений в зубьях N_K/N_Hlim:

Z_N = .

Расчёт для шестерни.

N^ш_Hlim= 80∙10³ циклов – для твёрдости материала шестерни Н₃ = 480 HB.

На рис. 2 показана циклограмма нагружения.

Рис. 2 Циклограмма нагружения.

Время работы передачи часов

Суммарное число циклов перемены напряжений N_К при постоянной нагрузке определяется следующим образом:

,

где с – число зубчатых колес, сцепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом,

n – частота вращения, рассчитываемого зубчатого колеса, об/мин,

t – срок службы передачи, в часах.

циклов.

Z_N = (>0,75) – условие выполняется.

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов для термообработки колеса - объемная и поверхностная закалка, твердости HRC 50, материала колеса - сталь легированная:

= МПа.

Принимаем минимальное значение коэффициента запаса прочности S_Hmin = 1,1 – для зубчатых колес, выполненных из материала однородной структуры.

МПа.

Расчёт для колеса.

N^к_Hlim= 20∙10³ циклов – для твёрдости материала колеса Н₄ = 285 HB.

Суммарное число циклов перемены напряжений N_К при постоянной нагрузке определяется следующим образом:

,

циклов.

Z_N = (>0,75) – условие выполняется.

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов для термообработки колеса - улучшение, твердости НВ 285, материала колеса - сталь легированная:

= МПа.

= Принимаем минимальное значение коэффициента запаса прочности S_Hmin = 1,1 – для зубчатых колес, выполненных из материала однородной структуры.

МПа.

В качестве допускаемого контактного напряжения для прямозубой передачи при проектировочном расчете принимаем допускаемое напряжение того зубчатого колеса (шестерни или колеса), для которого оно меньше.

Поскольку < , примем = = 471 МПа.

Рассчитываем межосевое расстояние тихоходной ступени:

.

Примем =140 мм.

2.1.2 Проектирование передачи

Примем ориентировочно значение модуля по формуле:

m = 0,01∙140 мм = 1.4 мм

По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный нормальный модуль m = 2 мм.

Для прямозубой передачи (угол наклона зубьев ) определим суммарное число зубьев z_с, число зубьев шестерни z₁ и колеса z₂:

,

,

z₄ = z_С – z₃ = 200-44 = 156.

Определяем действительное передаточное число и его погрешность:

(<3%).

Далее определим основные размеры шестерни и колеса.

Делительные диаметры шестерни и колеса:

;

.

Проверим рассчитанные диаметры:

мм.

Проверкой установлено, что межосевое расстояние сходится со значением принятым ранее.

Определим диаметры вершин зубьев:

,

,

где x=0 мм – коэффициент смещения.

Диаметры впадин зубьев:

,

.

Определяем ширину колеса:

.

_{Принимаем значение ширины колеса из нормального ряда размеров: b4 = 80 мм.}

Определим ширину шестерни:

b₃ = b₄+(5...10) = 56+5 = 61мм.

_{Принимаем значение ширины шестерни из нормального ряда размеров: b2 = 90 мм.}

Определим окружную скорость зубчатых колес:

По окружной скорости колес v<2 м/с, для прямозубой передачи, назначим по ГОСТ 1643-81 степень точности зубчатых колес – 9.

2.1.3. Проверочный расчет на контактную выносливость

активных поверхностей зубьев

Контактную выносливость установим сопоставлением действующим в полосе зацепления расчетного и допускаемого контактного напряжений:

– коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопря­женных зубчатых колес;

– коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления;

– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.

- примем для прямозубой передачи и коэффициента смещения x=0.

;

- для коэффициента торцевого перекрытия

и коэффициента осевого перекрытия .

- для прямозубой передачи.

- для прямозубой передачи, степени точности 9, окружной скорости 1,48 м/с, твердости зубьев Н350НВ.

Рассчитываем контактные напряжения тихоходной ступени:

_.

Сопоставляем: >-20% - величина недогруза в пределах допустимой.

2.1.4. Расчет зубьев на выносливость при изгибе

Установим сопоставлением расчетного напряжения от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемого на­пряжения:

где m – нормальный модуль, мм;

– коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряже­ний;

– коэффициент, учи­тывающий влияние наклон зуба;

– коэффициент, учи­тывающий перекрытие зубьев;

– коэффициент нагрузки.

Так как термообработка зубчатых колёс передачи разная, то вести расчёт изгибных напряжений необходимо по наиболее слабому звену ступени.

Определим его сопоставлением отношений для шестерни и колеса соответственно.