1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёт привода

1. ^{По таблице 1.1 [1, с 5] принимаем КПД привода:}

^{КПД пары цилиндрических зубчатых колёс }₁ ^{= 0,97}

^{КПД пары подшипников качения }₂ ^{= 0,99}

^{КПД открытой ременной передачи }₃ ^{= 0,97}

^{КПД, учитывающий потери в опорных валах приводного барабана }₄ ^{= 0,995}

^{КПД муфты (потери в муфте) }₅ ^{= 0,98}

2. ^{Определяем общий КПД привода:}

^{ = }₁^₂^2₃^_4^₅ ^{= 0,97  0,992  0,97  0,995  0,98 = 0,899}

3. ^{Мощность на валу барабана:}

кВт

4. ^{Требуемая мощность электродвигателя}

кВт

5. ^{Угловая скорость барабана:}

рад/с

6. ^{Частота вращения барабана:}

мин^-1

7. ^{По таблице П1 [2, с 390] и по требуемой мощности выбираем электродвигатель:}

^Р_дв^{=3,0 кВт}

^{Синхронная частота вращения n}_с^{=1500 мин-1}

^{Скольжение S=4,4%}

^{Типоразмер 100S4}

мин^-1

^{Угловая скорость двигателя:}

рад/с

8. ^{Находим общее передаточное число}

9. ^{Производим разбивку общего передаточного числа, принимая передаточное число редуктора из стандартного ряда:}

10. ^{Определяем частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:}

^{Таблица 1 частота вращения и угловые скорости валов привода:}

Вал А	мин-1	рад/с
Вал Б (ведущий)	мни-1 мни-1	рад/с
Вал В	мин-1	рад/с

11. ^{Вращающие моменты:}

^{Вал А}

(Нм)

^{Вал Б}

(Нм)

Вал В

(Нм)

2 Рсачёт зубчатых колёс редуктора

^{2.1 Для изготовлении шестерни и колеса принимаем сталь 45 с термообработкой улучшение.}

^{По таблице 9.2 [1, с 170] выбираем: для шестерни твёрдость 269...302 НВ}₁^{; б}_т^{=650 Н/мм2, при предпологаемом диаметре зеготовки шестернимм; для колеса твёрдось 235...262 НВ}₂^{, б}_т^{=540 Н/мм2, при предпочтительной ширине заготовки колеса мм.}

^{Из табличных данных выдираем примерно среднее значение твёрдости как наиболее вероятное.}

^{Примечания:}

• ^{твёрдость шестерни 280 НВ;}

• ^{твёрдость колеса 250 НВ;}

^НВ₁^-НВ₂^{=280-250=30 НВ – условие соблюдается}

^{2.2 Допускаемые контактные напряжения для материала шестерни и колеса}

^{где б}_но^{=2НВ+70 (таблица 9.3 [1, с 189]), [}_н^{]=1,1; К}_HL^=1;

Н/мм²

Н/мм²

Принимаем Н/мм²

^{2.3 Допускаемые напряжения изгиба}

^{где б}_FO^{=1,8 HB (таблица 9.3[1, с189]); [S}_F^{]=1,75; K}_FC^{=1; K}_FL^=1;

Н/мм²

Н/мм²

^{2.4 Расчётные коэффициенты}

^_а^{=0,4 – для семерично расположенных колёс}

^К_НВ^{=1 – для прирабатывающих колёс (твёрдость колёс меньше 350 НВ, нагрузка постоянная)}

^{2.5 Межосевое расстояние передачи}

мм

^{По стандартному принимаем а}_^{=125 мм}

^{2.6 Ширина зубчатого венца}

^{колеса b}₂^=_a^_^{=0,4125=50 мм}

^{шестерни b}₁^=1,12b₂^{=1,1250=56 мм}

^{Полученные значения b}₁ ^{и b}₂ ^{соответствуют стандартным}

^{2.7 Модуль зубьев}

мм

^{Принимаем стандартное значение m=1}

^{2.8 Суммарное число зубьев}

^{число зубьев шестерни и колеса}

принимаем z=60

^{2.9 Фактическое передаточное число}

отклонение от заданного

^{Допускается U4%}

^{2.10 Основные геометрические параметры передач}

^{Делительные диаметры}

мм

мм

^{Уточняем межосевое расстояние}

мм

^{Диаметр окружности вершин зубьев шестерни и колеса}

мм

мм

^{2.11 Пригодность заготовки шестерни и колеса}

мм80мм (принятого по таблице)

мм80мм (принятого по таблице), заготовка колеса монолит

Условие прочности заготовки колёс выполняются

2.12 Окружная скорость зубчатых колёс и степень точности передачи

м/с

^{По таблице 9.1 [1, с163] для уменьшения динамической нагрузки принимаем восьмую степень точности}

^{2.13 Силы в зацеплении}

окружная сила Н

радиальная сила Н

^{2.14 Принимаем коэффициент К}_н^{=1,2 (таблица 9.6 [1, с 193])}

^{2.15 Расчётное контактное напряжение}

^{433,2 Н/мм2  [б] = 518 Н/мм2}

^{Проверим условие:}

^б_н^{=(0,8…1,1) [б}_н^{]=(0,8…1,1) 518=(414…570) Н/мм2}

^{Так как расчётное значение б}_н^{=433,2 Н/мм2, находиться в пределах допускаемых значений 414…570 Н/мм2, то контактная прочность зубьев обеспечивается}

^{2.16 Коэффициент формы зуба Y}_F

^{для шестерни z}₁^{=60; Y}_F1^=3,63

^{для колеса z}₂^{=190; Y}_F2^=3,6

^{2.17 Сравнительная характеристика прочности зуба на изгиб:}

шестерни Н/мм²

колеса Н/мм²

^{Прочность зубьев колеса оказалось ниже прочности зубьев шестерни ,} поэтому проверочный расчёт передачи на изгиб надо выполнять по зубьям ^колеса

^{2.18 Принимаем коэффициенты:}

^K_F^{=1; K}_F^{=1,4 (таблица 9.6 [1, с193])}

^{2.19 Расчётное напряжение изгиба в основании ножки зубьев колеса:}

Н/мм²< [б_F]₂=257 Н/мм²

^{Прочность зубьев на изгиб обеспечивается}