1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя.

1. Мощность на выходном валу редуктора:

P_вых=FV,

где F – тяговая сила, кН;

V– скорость тяговой цепи, м/с.

P_вых=1,6 0,95=1,52 кВт

2. Коэффициент полезного действия привода:

η=η_р η³_пк η_зп η_м

где η_р=0,95 – КПД ременной передачи;

η_пк=0,99 – КПД подшипников качения одного вала;

η_зп=0,97 – КПД зубчатой передачи;

η_м=0,98 – КПД муфты; см [1] стр. 6 табл. 1.1

η=0,95 0,99³0,97 0,98=0,88

3. Потребная мощность электродвигателя:

P_эл=P_вых/η, см [1] стр. 5

где P_вых– мощность на выходном валу редуктора;

η – коэффициент полезного действия привода.

P_эл=1,52/0,88=1,73 кВт

4. Диаметр звёздочки и частота ее вращения:

D_зв=Р_зв/sin(180/z),

где Р_зв– шаг тяговой цепи, мм;

z– число зубьев звездочки.

D_зв=80/0,3827=209,1 мм

Частота вращения звездочки (n_зв):

n_зв=60 10³/π D_зв,

n_зв=60 10³/3,14 209,1=91,38 об/мин

Найдем передаточное число – i :

i = n_эл/n_зв

Учитывая Р_эл по таблицесм [1] табл. 24.7выбираем двигатель 100L6

мощностью 2,2 кВт с асинхронной частотой вращения 950 об/мин.

i = 950/91,2 = 10,4

Т.к i = i_ред*i_рп примем:

i_ред=4;

i_рп=2,6.

2. Выбор материала и термической обработки:

a_w > К_а(U+1)* см [1] стр. 17

*Расчет ведем по максимальной мощности электродвигателя

где T₂– вращающий момент на выходе привода;

К_Нβ– коэффициент принимаем =1; см [1] стр. 18

К_а– для косозубой передачи принимаем =43; см [1] стр. 18

U = i_ред;

[δ_н] – допускаемое контактное напряжение;

ψ_а= 0,315 – 0,4 (из стандартного ряда);

Р₂=Р_рпη_м η²_пкη_зп

Р₂=2,2 0,95 0,99 0,99 0,97=1,99 кВт

T₂находится по формуле:

T₂=9550*Р₂/n_зв

T₂=9550*1,99/91,2=208,38 кН*м

[δ_н] для косозубых передач определяется формулой:

[δ_н] = ([δ_н]₁ + [δ_н]₂)/2

где [δ_н]₁и [δ_н]₂– твердости шестерни и колеса соответственно;

[δ_н]₁и [δ_н]₂ находятся по формулам:

[δ_н]₁ = (2НВ_ср1+70)/S_н

[δ_н]₂ = (2НВ_ср2+70)/S_н

где НВ_ср1и НВ_ср2 – средняя твердость зубчатых колес (по – Бринеллю);

S_н= 1,1 (вcлучае закалки или других улучшений);

Для изготовления зубчатых колес выбираем материал – Сталь 45У ГОСТ 1050-88

см [1] стр. 11

с твердостью:

для колеса – 235…262 МПа (НВ_ср2=248,5 МПа)

для шестерни – 269…302 МПа (НВ_ср1=285,5 МПа)

[δ_н]₁ = (2*285,5+70)/1,1=582,73

[δ_н]₂ = (2*248,5+70)/1,1=515,45

[δ_н] = (582,73+ 515,45)/2=549,01

a_w > 43(4+1)=107 мм

Из ряда стандартных значений принимаем a_w=112 ммсм [1] стр. 17

3. Расчет косозубой передачи

3.1 Модуль передачи

Модуль передачи - mопределим по формуле:

m= (0,01-0,02)a_w см [1] стр. 20

примем модуль m= 2

3.2 Ширина зубчатого венца:

Ширину зубчатого венца расчитаем по формуле:

b₂= ψ_аa_w

b₂= 0,315 112 = 39,2 мм

Из ряда нормальных линейных размеров примем b₂= 45 мм.

3.3 Рассчёт числа и угла наклона зубьев передачи

Рассчитаем суммарное число зубьев передачи – z_Σ;

z_Σ=2a_wcosβ/m*

где β– угол наклона зубьев (за начальный примем уголβ= 10⁰)

z_Σ=2 112 0,948/2≈110

Уточним угол наклона зубьев:

β = аrccos(z_Σ m/2 a_w) = arccos(110/112) = 10,84⁰

Рассчитаем число зубьев для колеса и шестерни:

А) Для шестерни:

z₁ =z_Σ/(U+1)*

z₁= 110/5 = 22

Б) Для колеса:

z₂ =z_Σ–z_1*

*- см [1] стр. 21

z₂ = 110 – 22 = 88

3.4 Фактическое передаточное число

Определим фактическое передаточное число:

i_ф =z₂/z₁= 88/22 = 4

Δi = (| i_ф – i|/i ) 100% = (|4 – 4|/4)100% = 0%

3.5 Геометрические параметры колес

Делительные диаметры колес:

А) Шестерни:

d₁=z₁m/cosβ

d₁= 22 2/0,9821 = 44,802 мм

Б) Колеса :

d₂= 2a_w–d₁

d₂= 224 – 44,802 = 179,198 мм

Диаметры вершин и впадин колес:

d_а= d + 2m_n

d_f=d– 2,5m_n

где d– делительный диаметр колеса или шестерни

d_а– диаметр вершин

d_f– диаметр впадин

m_n=mcosβ;m_n= 1,9644

а) для колеса:

d_а= 44,802 + 3,9288 = 48,731 мм

d_f= 44,802 – 4,911 = 39,891 мм

а) для шестерни:

d_а= 179,198 + 3,9288 = 183,127 мм

d_f= 179,198 – 4,911 = 174,287 мм

3.6 Расчет на контактную прочность:

Условие прочности: σ_н=376*10³* см [1] стр. 23

где К_Нα=1,1 коэффициент распределения нагрузки между зубьями

F_t– окружная сила

К_Нβ=1,31 коэффициент концентрации нагрузки

К_НV=1,1 коэффициент динамической нагрузки см [1] стр. 23

Ψ_d=b_w2/d₁Ψ_d=50/44,802=1,09 см [1] стр. 23

V=πd₂n/60 V=0,855 m/c

F_t = 2T₂/d₂ F_t = 2*208,38/179,198=2,326 кН

σ_н=376*10³*мПа

σ_н = 542 мПа, [σ_н] = 549 мПа

3.7 Расчет на контактную прочность:

σ_F2=K_FαY_β K_Fβ Y_F2 F_t К_FV/b₂m

где F_t - окружная сила, Н,

Y_F2 - коэффициент формы зуба (приняли 3,61)*

Y_β - коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев*

Кα =0,91*

K_Fβ - коэффициент концентрации напряжений (приняли 1,31)*

k_fv =1,1 - коэффициент динамической нагрузки.*

Y_β = 1- β/140 = 1- 10,84/140 = 0,92*

*- см [1] стр. 23

Для предотвращения поломки зубьев мы проводим проверку колёс напряжениям изгиба, при этом должно выполнятся условие σ_F< [σ]

[σ]_F0=1,03 HB_cp

для шестерни – 600 МПа

для колеса – 530 МПа

σ_F2=1,1*0,92*1,31*1*3,61*2362*10³/45*2=125,6 МПа < 530 МПа

σ_F1= 125,6 Y_F1/ Y_F2=125,6*3,92/3,61=137 МПа < 600 МПа

Условие выполняется, следовательно, передача работоспособна.