1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчёты привода.

1. Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя:

P = =1 кВт.

- КПД привода.

P_эд P . По ГОСТ 19523-81 выберем двигатель АИР80В6, n_эд=1000 мин ^-1

и P_эд =1,1 кВт.

Общее передаточное число привода

u_пр=

u_пр = u_цил·u_рем = 2,5·1,6 = 4

Здесь u_цил, u_рем – передаточные числа цилиндрической и ремённой передач, рекомендуемые значения для зубчатой цилиндрической передачи 2,0…5, для ремённой 1,5…3,5.

Отклонение значения передаточного числа от фактического значения передаточного числа не должно превышать 4%. В данном случае

1.2. Определение частот вращения и крутящих моментов на валах

Частота вращения на входном (быстроходном) валу

n₁ = 1000 мин ^-1

Частота вращения на выходном (тихоходном) валу

n₂ = 400 мин ^-1

Крутящий момент на приводном валу

T_пр = Н·м

Крутящий момент на выходном валу редуктора

T₂ = Н·м

Крутящий момент на входном валу редуктора

T₁ = Н·м

С другой стороны

T_эд = Н·м.

2. Расчет элементов редуктора

1. Выбор типа зубьев колес зубчатой передачи редуктора:

Принимаем косозубую зубчатую передачу так как, она более плавная и передает большую мощность, чем прямозубая, при тех же размерах, а шевронная сложна в изготовлении и не подходит для мелкосерийного производства.

2. Выбор термообработки и материалов для изготовления зубчатых колес редуктора:

Назначаем вид термообработки для мелкосерийного производства: улучшение для колеса и для шестерни.

Для изготовления колёс принимаем сталь 45

Шестерня: HВ= 230; _в = 750 МПа; _т = 450 МПа.

Колесо: HВ = 210; _в = 750 МПа; _т = 450 МПа.

3. Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни

_{H lim b 1} = 2·НВ + 70 = 2·230+70 =530 МПа (предел выносливости по контактным напряжениям).

S_{H 1} = 1,1 (коэффициент запаса безопасности).

N_{HE 1} =

= 60·1000·15000·(1³·0,7+0,7³·0,3) = 722·10⁶ (эквивалентное число циклов).

m=3 (показатель кривой усталости), так как HB<350.

N_{HO 1} = 30·(НВ)^2,4 = 30·(230)^2,4 = 13,97·10⁶ (базовое число циклов).

Так как N_HE1>N_HO1, то K_{HL 1} = 1 (коэффициент долговечности).

= 481,8 МПа.

4. Определение допускаемых контактных напряжений для колеса

_{H lim b 2} = 2·НВ+70 = 2·210+70 =490 МПа S_{H 2} = 1,1.

N_{HE 2} = = 288,8·10⁶.

N_{HO 2} = 30·(НВ)^2,4 = 30·(210)^2,4 = 11,23·10⁶

Так как N_HE2>N_HO2, то K_{HL 2} = =1.

=445 МПа.

Расчётное значение допускаемых контактных напряжений

[_H]_р = [_H]_min = 445 МПа.

Допускаемые контактные напряжения при перегрузке

[_H]_max = 2,8· =2,8·450 = 1260 МПа.

5. Допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса

2.5.1. Определяем допускаемые значения для шестерни

_{F lim b 1} =1,8·НВ = 1,8·230 = 414 МПа.

S_F1 = 1,75 (коэффициент запаса).

K_FC1 = 0,7, так как передача реверсивная.

N_FO1 = 4·10⁶.

N_FE1 = 60·1000·15000·(1⁶·0,7+0,7⁶·0,3) = 661.7·10⁶.

Так как N_FE1>N_FO1, то K_FL1=1.

[_F]₁ = 165,6 МПа.

2.5.2. Определяем допускаемые значения для колеса

_{F lim b 2} = 1,8·НВ = 1,8·210 = 378 МПа.

S_F2 = 1,75

K_FC2 = 0,7

N_FO1 = 4·10⁶.

N_FE2 = 264,68·10⁶.

Так как N_FE2>N_FO2, то K_FL2=1.

[_F]₂ = 151,2 МПа.

Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке

[_F]_мах1=[_F]_мах2=0,8·_Т=0,8·450=360 МПа.