1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёты

привода

1.1 Определение общего коэффициента полезного действия привода

По [1], табл. 1П.1. приложения 1П принимаем КПД элементов привода:

КПД муфты: _м = 0,98

КПД закрытой цилиндрической передачи: _зц = 0,97

КПД цепной передачи: _цеп = 0,93

КПД подшипников качения: _п = 0,99

_общ = _м · _зц · _цеп · _п = 0,98  0,97­­­­­­²  0,93  0,99 = 0,85.

­1.2 Требуемая мощность электродвигателя

Р _треб = = 5,88 кВт.

Принимаем синхронную частоту вращения:

n_синх = 1000 мин^-1

1.3 Выбор электродвигателя

Исходя из Р_треб=5.88 кВт и n_синх=1000 мин^-1 по табл. 1П.2 выбираем ближайший электродвигатель 4А132М6УЗ мощностью Р_э=7,5 кВт и частотой вращения вала n_э=970 мин^-1.

1.4 Передаточные числа

Общее передаточное число привода :

u_общ = n_э/n= 970/45 = 21,56

Примем передаточное число открытой цепной передачи u_ц = 2. Тогда общее передаточное число редуктора :

u_р=u_общ/u_ц=21,56/2=10,78

Распределим передаточные отношения по ступеням :

u_б = 0.9∙

u_т = u_р / u_б=10,78/2,95=3,65

1.5 Силовые кинематические параметры привода

Силовой расчёт привода проводим исходя из требуемой мощности электродвигателя: Р_э = 7,5 кВт.

Вал двигателя:

Мощность : Р_э = 7,5 кВт.

Частота вращения : n_э = 970 мин^-1.

Определим мощность P_i частоту вращения n_i и вращательный момент T_i на валах привода :

Вал I :

Мощность:

Р_I=Р_треб _м = 5,88  0,98 = 5,76 кВт

Частота вращения :

n_I = n_э = 970 мин^-1

Вращающий момент:

Т_I=9550∙ = = 56,71 Нм

Вал II:

Мощность :

Р_II=Р_I _зц = 5,76  0,97 = 5,59 кВт

Частота вращения :

n_II = n_I/u_б =970/2,95 = 329 мин^-1

Вращающий момент:

Т_II=9550∙ = = 162,26 Нм

Вал III:

Мощность:

Р_III = Р_II = 5,59  0,97 = 5,42 кВт

Частота вращения :

n_III = n_II/u_т =329/3,65 = 90,14 мин^-1

Вращающий момент:

Т_III=9550∙ = = 574,23 Нм

Вал IV:

Мощность:

Р_IV=Р_III_цеп _п =5,42  0,93  0,99 = 5 кВт

Частота вращения:

n_IV = n_III/u_ц =90,14/2 = 45,07 мин^-1

Вращающий момент :

Т_IV=9550∙ = = 1061,1 Нм

2 Расчет передач редуктора

2.1 Расчет косозубой цилиндрической передачи (тихоходной ступени)

Тихоходная ступень является наиболее нагруженной и в основном определяет габариты проектируемого редуктора. Тихоходная ступень является прямозубой и состоит из шестерни 1 с числом зубьев z₁ и колеса 2 с числом зубьев z₂.

Соответственно при расчете параметрам шестерни приписываем индекс - 1, а параметрам колеса - 2. Расчет тихоходной ступени проводим в следующей последовательности.

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ

2.1.1 Выбор варианта термообработки зубчатых колёс

Так как вращающий момент на колесе Т₂=574,24 Нм. Принимаем вариант термообработки (т.о.) зубчатых колес по варианту [I] :

а) т.о. шестерни - улучшение, твёрдость - 269...302 НВ;

б) т.о. колеса - улучшение, твёрдость - 235...262 НВ;

в) марки сталей одинаковы для колеса и шестерни: 45Х,40ХН,40ХН и другие.

Средняя твёрдость поверхности зубьев :

H₁=Н_1нв= =285,5 НВ

H₂=Н_2нв= =248,5 НВ