2 Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Кинематическая схема привода приведена на рисунке 2.1.

Рисунок 2.1 – Кинематическая схема привода

Определяем необходимую расчетную мощность на валу электродвигателя по формуле:

где Р_вых – мощность на ведомом валу привода, Вт;

_общ – коэффициент полезного действия привода;

где F_t – тяговое усилие, Н;

V – скорость цепи, м/с.

F_t = 3000 Н, V = 0,45 м/с – по условию.

Общий коэффициент полезного действия привода:

где - КПД всех кинематических пар привода (потери в муфте, передачах и подшипниках), включая и потери в подшипниках приводного вала привода.

Определим значения КПД механических передач:

;

;

– КПД одной пары подшипников:

Отсюда расчетная мощность на валу электродвигателя:

Определяем значения мощностей на валах:

Мощность на втором и последующих валах:

;

=1470 ;

=1470 Вт,

где

Определяем ориентировочное значение общего передаточного числа по формуле:

= ,

где и т. д. – средние значения передаточных чисел передач привода, которые принимаем равными:

– передаточное число цилиндрического косозубого колеса;

– передаточное число конического прямозубого колеса;

– передаточное число муфты.

Определяем ориентировочное значение угловой скорости вала электродвигателя по формуле:

Ориентировочное значение частоты вращения вала электродвигателя:

Выбираем двигатель 4А80В4 с мощностью P=1,5 кВт и частотой вращения n=1415

Определяем угловые скорости на валах:

Крутящий момент на валах:

Мощность на валах:

Таблица 2.1 – Сводная таблица результатов расчетов

Номер вала	Мощность P, Вт	Угловая скорость	Частота n,	Крутящий момент Т,
1	1470	134,3	1282	10,94
2	1440	134,3	1282	10,7
3	1430	33,58	512,8	42,38
4	1330	13,43	128,2	99,08

3 Проектирование открытых передач. Расчет размеров геометрических параметров деталей передач

3.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения для каждого из зубчатых колес определяются по формуле:

,

где – коэффициент запаса прочности;

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности зубьев;

- коэффициент, учитывающий окружную скорость;

- коэффициент, учитывающий влияние смазки;

коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

При проектировочных расчетах по ГОСТ 21354 принимают: =0.9;

- предел контактной выносливости поверхности зубьев, Мпа:

;

где – коэффициент долговечности, ;

- предел контактной выносливости поверхности, соответствующей базовому числу циклов перемены напряжений, Мпа.

Таблица 3.1 – Механические характеристики стали для изготовления зубчатых колес

Марка стали	Механические свойства			SH	Sj
	HB	Предел прочности	Предел текучести
40Х	249	790	640	1,1	1,75

Прямозубое зацепление ;

Для косозубого зацепления .

Условие 1.23[σ_Н]_min , где [σ_Н]_min - меньшее из двух значений.

Допускаемое напряжение на выносливость зубьев при изгибе определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле:

,

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующей эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа:

,

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа;

– коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба;

– коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности зубьев;

– коэффициент, учитывающий двухстороннего приложения нагрузки;

– коэффициент долговечности.

Для нормализации и улучшения ; по ГОСТу 21354 (без обработки ); при одностороннем приложении нагрузки ; для длительной работы передач .

– коэффициент безопасности.

;Находим – предел выносливости зубьев при изгибе.

где – определяется в зависимости от заданной вероятности неразрушения и обработки материала;

– определяется в зависимости от способа получения заготовки зубчатого колеса.

; .

Отсюда