2.3 Силовой расчет привода

Крутящий момент вала электродвигателя определяется по формуле:

, Т₁=17,97·10³/153,2=117,3 Нм.

Крутящий момент ведомого вала редуктора определяется по формуле:

Т₂=Т_дв·i_з.п.·η_з.п.·η_подш.·η_м., Н·м,

Т₂=117,3·4,0·0,98·0,99·0,985=448,4Н·м.

Крутящий момент выходного вала привода определяется по формуле:

Т₃=Т₂·i_цеп. ·η_цеп..·η_подш., Н·м, T₃= 448,4·2,93·0,94·0,99=1235,5 Нм.

2.4 Мощность на валах привода

Мощность на валу электродвигателя:

Р_{ТР ДВ} =17,97кВт

Мощность на ведущем валу редуктора:

Р₁= Р_{ТР ДВ}^. η_м η_подш.=17,97^.0,985^.0,99=17,52 кВт.

Мощность на ведомом валу редуктора:

Р₂= P₁^. _зп η_подш.=17,52^.0,98^.0,99=17кВт.

Мощность на выходном валу привода:

Р₃= P₂^. _цеп η_подш.=17^.0,94^.0,99=15,82кВт.

Проверка: Р _вых= Т₃^.₃ =1235,5^.13=16061 Вт=16,06 кВт.

Величина ошибки составляет:

Р_вых=( 16,06-15,82)/16,06]^.100%= 1,1%.

В качестве аналога может быть использован редуктор цилиндрический одноступенчатый типа ЦУ-160 с крутящим моментом на выходном валу

Т_вых= 1000Нм (рис.3) [5, Т.3, с.485].

Рис.3 Редуктор цилиндрический одноступенчатый типа ЦУ-160

Таблица 2 Основные размеры редуктора ЦУ-160, мм

Типоразмер редуктора	Аw	В	В1	L	L1	L2	L3	L4	L5	L6	H	H0
1ЦУ-160	160	175	125	475	136	355	110	60	230	218	335	170

3. Проектирование редуктора.

3.1 Расчет зубчатой передачи на прочность

3.1.1 Выбор материала зубчатых колес и вида термической обработки.

Для зубчатых колес редуктора выбираем сталь марки 40Х, термообработка - улучшение; предельный диаметр заготовки шестерни 125 мм; предельная толщина или ширина обода колеса 80 мм; σ_в=900 МПа; σ_т =750 МПа;

σ_-1 =400 МПа; твердость поверхности зубьев шестерни НВ₁=300; твердость поверхности зубьев колеса НВ₂=270 [3,табл. 1].

3.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни

и колеса

Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле:

,

где σ_нlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения, МПа;

σ_нlimb1=2(НВ)+70=2·300+70=670 МПа;

σ_нlimb2=2(НВ)+70=2·270+70=610 МПа; S_H– коэффициент безопасности; S_H=1,1

К_НL –коэффициент долговечности ,который определяется по формуле:

,

где N_но – базовое число циклов нагружения, N_но=(НВ)³; N_но1=(300)³=27·10⁶ ; N_но2=(270)³=23,15·10⁶;

N_НЕ- эквивалентное число циклов нагружения на весь срок службы передачи. При переменной нагрузке эквивалентное число циклов нагружения определяется по формуле:

, [3,с.8];

где n – частота вращения шестерни (колеса), мин^-1;

t – срок службы передачи под нагрузкой, ч;

с – число зацеплений, с=1;

Т_i – крутящий момент, Н·мм;

Срок службы в часах определяется по формуле:

t_Σ= L_г·365·24·К_сут· К_год, час,

где L_г- срок службы, лет; L_г=11лет; К_сут=0,5, К_год=0,6; тогда

t_Σ= 11·365·24^.0,5^.0,6 =28908 часов.

n₁ – частота вращения шестерни, мин^-1, n₁ =1466 мин^-1,

Эквивалентное число циклов нагружения для шестерни:

N_HE1=60^.1465^.1^.28908=2541^.10⁶ циклов нагружения.

Эквивалентное число циклов нагружения для колеса:

N_HE2= N_HE1/ i_з.п. = 2541·10⁶/ 4,0=635,2·10⁶ циклов.

Коэффициент долговечности для шестерни и колеса:

Значения К_HL, принимаемые к расчету, могут быть в пределах 1< К_HL>2,3 при (<350НВ). Принимаем К_HL1=1; К_HL2=1.

Допускаемые контактные напряжения:

[σ]_н1=670·1/1,1=609 МПа; [σ]_н2= 610·1/1,1=554,5 МПа;