1.2 Определение требуемой частоты вала электродвигателя

1.2.1 Определение требуемой частоты выходного вала

ωвых.=	π . nтр.вых.
	30

(1.5)

1.2.2 Определение требуемой частоты вала электродвигателя

1.3 Выбор электродвигателя

P_{тр.эл.дв.} = 3,7 кВт → P_{тр.эл.дв.} = 4 кВт

n_{тр.эл.дв.} = 2850 мин^-1 АИР 100S2/2850

Корректируем передаточное отношение:

(1.6)

U_пр. = U_ред. ^. U_цеп. (1.7)

U_ред. = U_б ^. U_т (1.8)

(1.9) Стандартное значение: U_т = 3,55

Стандартное значение: U_б = 4

n_эл.дв. = 2850 мин^-1

n_{I =} n_эл.дв. = 2850 мин^-1

1.4 P_{тр.эл.дв.} = 4 кВт

Р_I = P_{тр.эл.дв.} ^. η_муфты ^. η_под. = 4000 ^. 0,99 ^. 0,99 = 3920,4 Вт ≈ 3,92 кВт

Р_II = Р_I ^. η_зуб. ^. η_под. = 3920,4 ^. 0,98 ^. 0,99 = 3803,6 Вт ≈ 3,8 кВт

Р_III = Р_II ^. η_зуб. ^. η_под. = 3803,6 ^. 0,98 ^. 0,99 = 3690,25 Вт ≈ 3,7 кВт

Р_IV = Р_III ^. η_цеп. ^. η_под. = 3690,25 ^. 0,94 ^. 0,99 = 3434,15 Вт ≈ 3,4 кВт

1.5 Угловые скорости

1.6 Вращающие моменты на валах

Таблица 1 – Кинематические и силовые характеристики валов

Валы	Частота вращения, мин-1	Угловая скорость, с-1	Мощность, Вт	Вращающий момент, Н . м	Передаточное число передач
Эл.дв.	2850	298,45	4000	13,4
I	2850	298,45	3920,4	13,14
					Uб = 4
II	712,5	74,6	3803,6	50,99
					Uт = 3,55
III	200,7	21	3690,25	175,73
					Uцеп. = 3,71
IV	54,1	5,68	3434,15	604,6

2. Расчет цепной передачи

1. Определение числа зубьев малой z₁ и большой z₂ звездочек

U_цеп. = 3,71

z₁ = 23

z₂ = 23 ^. 3,71 = 85,33 ≈ 85

2. Определение предварительного шага цепи

(2.1)

Выбор шага цепи t

t = 25,4 мм

n₁ = 200,7 мин^-1

[р₀] = 30 МПа

3. Определение коэффициента эксплуатации

К_э = К_д ^. К_а ^. К_н ^. К_рег. ^. К_с ^. К_реж. (2.2)

К_э = 1,35 ^. 1 ^. 1 ^. 1,1 ^. 1,5 ^. 1 = 2, 23

4. Определение расчетного шага цепи

(2.3)

t = 25,4 мм

[р₀] = 30 МПа

ПР – 25,4 – 60

F_разр. = 60 кН

А_оп. = 180 мм²

q = 2,6 кг/м

5. Определение окружного усилия цепи

(2.4)

6. Определение удельного давления в шарнирах цепи

(2.6)

Условие р ≤ [р₀] выполняется

7. Геометрические параметры цепной передачи

а = (30 … 50) ^. t

а = 40 ^. 25,4 = 1016 мм

(2.7)

Z_ц = 54 + 80 + 2,434 = 136,434 ≈ 138

L = Z_ц ^. t (2.8)

L = 138 ^. 25,4 = 3505,2 мм

Уточняем межосевое расстояние

(2.9)

мм ≈ 1 м

∆ = 0,004 ^. 1036,5 = 4,146

8. Определение усилий в цепной передаче и коэффициента запаса прочности

F_q = F_f ^. a ^. q ^. g (2.10)

F_q = 6 ^. 1 ^. 2,6 ^. 9,8 = 152,88 Н

F_ц = q ^. V² – можно не учитывать, так как F_ц мала (V = 12 м/с).

F₁ = F_t + F_q + F_ц (2.11)

F₁ = 1888,434 + 152,88 = 2041,3 Н

Коэффициент запаса прочности

Условие n ≥ [n] выполняется

F_r = F_t ^. К_н (2.13)

F_r = 1888,434 ^. 1,15 = 2171,7 Н

9. Геометрические параметры звездочек

Делительные диаметры звездочек:

ведущей:

(2.14)

мм

ведомой:

(2.15)

мм

Диаметры окружностей выступов:

ведущей:

D_e1 = t ^. (0,5 + ctg (180⁰/z₁)) (2.16)

D_e1 = 25,4 ^. (0,5 + ctg (180⁰/23)) = 25,4 ^. (0,5 + ctg 7,826) = 25,4 ^. 8,59 = 218,186 мм

ведомой:

D_e2 = t ^. (0,5 + ctg (180⁰/z₂)) (2.17)

D_e2 = 25,4 ^. (0,5 + ctg (180⁰/85)) = 25,4 ^. (0,5 + ctg 2,12) = 25,4 ^. 30,5 = =775,27 мм

Диаметры окружности впадин:

D_i = d_д – 2 ^. r (2.18)

r = 0,5025 ^. d₁ + 0,05 = 0,5025 ^. 15,88 + 0,05 = 8 мм

D_i1 = d_д1 – 2 ^. r = 207,18 – 2 ^. 8 = 191,18 мм

D_i2 = d_д2 – 2 ^. r = 762,76 – 2 ^. 8 = 746,76 мм

Диаметр проточки:

D_c1 = t ^. ctg (180⁰/z₁) – 1,3 ^. h (2.19)

D_c1 = 25,4 ^. ctg (180⁰/23) – 1,3 ^. 24,2 = 25,4 ^. 8,09 – 31,46 = 174,026 мм

D_c2 = t ^. ctg (180⁰/z₂) – 1,3 ^. h

D_c2 = 25,4 ^. ctg (180⁰/85) – 1,3 ^. 24,2 = 25,4 ^. 30 – 31,46 = 730,54 мм

Ширина зуба звездочки:

В = 0,9 ^. В₁ – 0,15 (2.20)

В = 0,9 ^. 15,88 – 0,15 = 14,14 мм

Радиус закругления зуба:

R = 1,7 ^. d₁ (2.21)

R = 1,7 ^. 15,88 = 27 мм

Толщина обода:

δ = 1,5 ^. (D_e - d_д) (2.22)

δ₁ = 1,5 ^. (218,186 – 207,18) = 16,51 мм

δ₂ = 1,5 ^. (775,27 – 762,76) = 18,765 мм

Толщина диска:

С = (1,2 … 1,3) ^. δ (2.23)

С₁ = 1,25 ^. 16,51 = 20,64 мм

С₂ = 1,25 ^. 18,765 = 23,456 мм

10. Оптимизация расчетов цепных передач

• ПР – 25,4 – 60

• z_p = 1

• z₁ = 23

• z₂ = 85

• t = 25,4 мм

• а = 1 м

11. Условное обозначение цепей

Цепь приводная роликовая однорядная шага t = 25,4 мм с расстоянием между внутренними пластинами В₁ = 15,88 мм и с разрушающей нагрузкой F_раз. = 60 кН

Цепь ПР – 25,4 – 60 ГОСТ 13568 – 97

3. Расчет зубчатых цилиндрических передач

1. Исходные данные

L = 5 лет

К_г = 0,5

К_с = 0,25

Ресурс работы передачи:

t _∑ = L ^. 365 ^. К_г ^. 24 ^. К_с (3.1)

t _∑ = 5 ^. 365 ^. 0,5 ^. 24 ^. 0,25 = 5475 ч

2. Условия работы зуба в зацеплении

Окружная сила:

≈, (3.2)

где d_w и d – начальный и делительный диаметр колес

Радиальная сила:

F_r = F_t ^. tg a_w, где a_w = 20⁰ – угол зацепления (3.3)

3. Выбор материала и технологического метода упрочнения зубчатых колес

Принимаем для колес сталь 40XH улучшенную с твердостью 250HB, для шестерен сталь 40XH улучшенную с твердостью 280HB.