1. Расчет кинематических и энергетических параметров

1.1 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя

P_тр = ,

где P - мощность на валу исполнительного механизма, P = 8 кВт;

η₀ – общий КПД привода,

η₀ = ∙ ² = 0.96∙0.98∙0.99² = 0.922

здесь - КПД ременной передачи, - КПД зубчатой передачи, - КПД одной пары подшипников качения, примем = 0.98 , =0.99, =0.96.

Тогда P_тр= 8/0.922 = 8.677 кВт

По требуемой мощности из табл. П.1 [1] выбираем асинхронный электродвигатель 4А132М4 с ближайшей большей стандартной мощностью P_э = 11 кВт, синхронной частотой вращения n_с= 1500 мин^-1 и скольжением S = 2.8 %.

1.2. Частота вращения вала электродвигателя

n₀= n_с (1 – ) = 1500(1-2.8/100) = 1458 мин^-1

1.3. Общее передаточное число привода

u_o = = 1458/300 = 4.86

где n – частота вращения вала исполнительного механизма,

n = 300 мин^-1;

1.4. Передаточное число зубчатой передачи

u^’ = 4

1.5. Передаточное число ременной передачи

u = u₀/ u^’ = 4.86/4 = 1.21

1.6. Частоты вращения валов (индекс соответствует номеру вала на схеме привода):

n₀= 1458 мин^-1

n₁= n₀/u = 1458/1.21 = 1205 мин^-1

n₂= n₁/ u^’ = 1205/4 = 301.25 мин^-1

1.7. Мощности на валах:

P₀= P_тр = 8.677 кВт

P₁= P₁∙0.96·0.99 = 8.677∙0.96·0.99 = 8.26 кВт

P₂= P₂∙ ∙ =8.26∙0.98∙0.99 = 8.01 кВт

1.8. Крутящие моменты, передаваемые валами, определяется по формуле

T_i=9550 .

Тогда T₀= 9550∙8.677/1458 = 57 Н∙м

T₁= 9550∙8.26/1205 = 65.4 Н∙м

T₂= 9550∙8.01/300 = 255 Н∙м

Консольные нагрузки от муфт в Н предварительно определяют по ГОСТ 16162-85:

на быстроходном валу

F_к=(50…125) = (50…125) = 1.4 кН

на тихоходном валу для зубчатых редукторов

F_к=125 = 125 = 1.01 кН

где T_б и T_т – крутящие моменты на соответствующих валах, Н·м.

2. Расчет зубчатой передачи

1. Выбор материалов зубчатых колес

Определяем размеры характерных сечений заготовок по формулам (1), принимая, что при передаточном числе зубчатой передачи u > 2.5 шестерня изготавливается в виде вал-шестерни. Тогда

D_m1=24• = 20• =50,6 мм,

S_m= 1.2•(1+u_З) = 1.2•(1+4) = 15,22 мм.

Диаметр заготовки для колеса равен d_к = u_з•D_m1=4•50,6 =202,4 мм.

Материалы выбираем по табл. 1.1.

Выбираем для шестерни сталь 45, термообработку- улучшение, твердость поверхности зуба шестерни 269…302 НВ,

Выбираем для колеса сталь 45, термообработка нормализация, твердость поверхности зуба колеса 235…262 НВ.

Определяем средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса

НВ₁= 0.5•(НВ_1min+ НВ_1max)= 0.5•(269+302)=285,5

НВ₂= 0.5•(НВ_2min+ НВ_2max)= 0.5•(235+262)=248,5

2.2. Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

_HPj =

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

_{Hlim j}  предел контактной выносливости (табл. 2.1 [1]),

_Hlim1 = 2HB₁ + 70 = 641 МПа

_Hlim2 = 2HB₂ + 70 = 567 МПа

S_Hj  коэффициент безопасности (табл. 2.1 [1]),

S_H1= 1.1 S_H2= 1.1

K_HLj - коэффициент долговечности;

K_HLj = 1,

здесь N_H0j – базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл. 1.1 [1]),

N_H01= 23.5∙10⁶ N_H02 = 16.8∙10⁶

Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим по табл. 3.1 [1] в зависимости от режима нагружения: _h = 0.125

Суммарное время работы передачи в часах

t_h = 365L24K_гК_сПВ = 365∙13∙24∙0.5∙0.5∙0.3 = 8541 ч

Суммарное число циклов нагружения

N_j = 60 n_j c t_h,

где с – число зацеплений колеса за один оборот, с = 1;

n_j – частота вращения j-го колеса, n₁= 1205 мин^-1, n₂= 300 мин^-1;

N_1= 60∙1205∙8541=6.1∙10⁸ N_2= 60∙300∙8541=1.525∙10⁸

Эквивалентное число циклов контактных напряжений, N_{HE j}= _h N_Σj;

N_HE1=0.125∙6.1∙10⁸=0.762∙10⁶ N_HE2=0.125∙0.7389∙10⁸=19∙10⁶

Коэффициенты долговечности

K_HL1= 1 K_HL2=1.105

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

_HP1=582.73 МПа _HP2=515.45 МПа

Для прямозубых передач _HP=_HP2, для косозубых и шевронных передач

_HP=0.45 (_HP1+_HP2) 1.23 _HP2.

Допускаемые контактные напряжения передачи:

_HP= 0.45(582.73+515.45) = 494.18 МПа

Допускаемые напряжения изгиба

_FPj= ,

где _{F lim j}  предел выносливости зубьев при изгибе (табл. 4.1 [1]),

_{F lim 1} = 1.75HB₁=499.6 МПа _{F lim 2} = 1.75HB₂=434.9 МПа

S_Fj  коэффициент безопасности при изгибе (табл. 4.1 [1]), S_F1= 1.7, S_F2=1.7

K_FCj  коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (табл. 4.1 [1]) K_FC1=1 , K_FC2= 1

K_FLj  коэффициент долговечности при изгибе:

K_{FL j}= 1.

здесь q_j - показатели степени кривой усталости: q₁ = 6, q₂ = 6 (табл. 3.1 [1]);

N_F0 – базовое число циклов при изгибе; N_F0 = 4•10⁶.

N_FEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; N_{FE j}= _Fj N_Σj.

Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется по табл. 3.1 [1] в зависимости от режима нагружения и способа термообработки

_F1 = 0.038, _F2 = 0.038,

N_FE1 = 0.038∙ 6.1∙10⁸=23.18∙10⁶ , N_FE2 = 0.038∙ 1.525∙10⁸=5.8∙10⁶

K_FL1 = 1, K_FL2 = 1.061

Допускаемые напряжения изгиба:

_FP1= 293.9 МПа

_FP2= 264.2 МПа