1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

Примем [1, c.5]

• КПД клиноремённой передачи η₁ = 0.95;

• КПД пары цилиндрических зубчатых колёс η₂ = 0.97;

• коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения η₃ = 0.99.

Определим общий коэффициент полезного действия (КПД привода)

[1, c.4]:

η_прив = η₁ η₂ η₃ = 0,95∙0,97∙0,99 ² = 0,903;

Определим требуемую мощность двигателя:

(кВт).

Определение U_прив:

(об/мин);

U_прив=U_ремU_з.закр= 2,5∙4 = 10;

В таблице [1, c.390] по требуемой мощности Р_тр = 4980 Вт с учетом возможности привода, состоящего из цилиндрического редуктора и ременной передачи, выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин 112M4, с параметрами Р_дв = 1500 Вт (ГОСТ 19523-81), скольжение 3,7%. Номинальная частота вращения [1, c.390] n_дв = 1500 – 55 = 1445 мин^-1

(об/мин).

Распределение передаточного числа привода по ступеням:

U_прив = n_дв/n_крив = 1445/150 = 9,63;

U_прив=U_ремU_з.закр= 2,5∙4 = 10;

для ременной открытой – U_рем = 2,5;

для зубчатой закрытой – U_з.закр = 4;

Частоты вращения, угловые скорости, вращающие моменты и мощности валов привода:

n_дв = 1445 (об/мин);

Вращающие моменты:

на валу двигателя:

на валу шестерни:

на валу колеса:

2. Расчет зубчатых колес редуктора

В задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками [1, с.34]: для шестерни сталь 45, термическая обработка – нормализация, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – нормализация, твердость НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения [2, с.33]:

где _Hlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

Для углеродистых сталей с твердостью поверхности менее НВ 350 и термической обработкой (нормализация) [1, с.34]:

_Hlimb = 2 НВ +70.

K_HL – коэффициент долговечности. При числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора

K_HL = (N_HE/N_HO)^1/9 N_HO = 10⁷

N_HE = 60∙c∙n∙t = 60∙150∙1∙15000 = 13,5∙10⁷ K_HL = 1; S_H = 1,1.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

[2, с.35]:

для шестерни:

для колеса:

тогда расчетное допускаемое напряжение:

[_{н доп}] = 0,45([_н1доп] + [_н2доп]) = 0,45∙(482 + 428) = 410 (МПа).

Требуемое условие [1,с. 35]

([_н1доп] = 482) < (1,23∙[_н2доп] = 428) выполнено.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев для косозубых передач [1, с.32]:

,

где К_а = 43;

U_{з.закр(p)} = 4;

К_Н - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор (рис.1), примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны шатунной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно, как в случае несимметричного расположения колес [1, с.32]:

К_Н= 1,25.

_ba – коэффициент ширины венца (выбирается по ГОСТ 2185-66). _ba = 0,4

, а_w = 151,29 (мм).

Ближайшее значение межосевого расстояния (ГОСТ 2185-66):

a_w = 160 (мм).