3. Определение ориентировочного значения мощности двигателя p`дв

P`_дв = P_пр/η₀,

где P`_дв - ориентировочное значение мощности двигателя, кВт.

P`_дв = 5,04/0,84=6 кВт

4. Определение частоты вращения приводного вала nпр

где t – шаг цепи, мм, 125; z – число зубьев звёздочки, 10.

1.5 Определение ориентировочного значения частоты вращения вала двигателя

n`_дв = n_пр·u_ред ·i_цп

где n`_дв - ориентировочное значение частоты вращения вала двигателя;

u_ред – передаточное число редуктора, принимаем u_ред=25;

i_цп – передаточное отношение цепной передачи, принимаем i_цп=2.

n _дв = 33,6·2·25=1680 об/мин

6. Выбор двигателя по значению мощности p`дв и частоте n`дв произведём по таблице 3

Выбираем двигатель 4А132S4УЗ: частота вращения вала двигателя n_дв = 1455 об/мин, мощность на валу двигателя Р_дв = 7,5 кВт.

Таблица 3

Электродвигатели асинхронные серии 4А ГОСТ28330-

Мощ-ность кВт	Синхронная частота вращения, диаметр вала, мм
	3000		1500		1000		750
0,55	63В2/2745	14	71А4/1390	19	71В6/900	19	80В8/700	22
0,75	71А2/2840	19	71В4/1390	19	80А6/915	22	90LA8/700	24
1,1	71В2/2810	19	80А4/1420	22	80В6/920	22	90LB6/700	24
1,5	80А2/2850	22	80В4/1415	22	90L6/935	24	100L8/700	28
2,2	80В2/2850	22	90L4/1425	24	100L6/950	28	112МА8/700	32
3,0	90L2/2840	24	100L4/1435	28	112МА6/955	32	112МВ8/700	32
4,0	100S2/2880	28	100L4/1430	28	112МВ6/960	32	132S8/720	38
5,5	100L2/2880	28	112М4/1445	32	132S6/965	38	132М8/720	38
7,5	112М6/2900	32	132S4/1455	38	132М6/970	38	160S8730	48
11,0	132М2/2900	38	132М4/1460	38	160S6/975	48	160М8/730	48
15	160S2/2937	42	160S4/1465	48	160М6/974	48	180М8/735	48
18,5	160М2/2940	42	160S4/1465	48	180М6/975	8	200М8/737	48
22	180S2/2945	48	180S4/1470	55	200М6/972	60	200L8/730	60
30	180М2/2945	48	180М4/1470	55	200L6/979	60	225М8/737	65

6. Определение передаточного числа привода u₀

u₀ = n_дв/ n_пр

u₀ = 1455/33,6=43,3

6. Определение передаточного числа редуктора u_ред

u_ред = u₀/i_цп ,

u_ред = 43,3/2=21,65

6. Разбивка передаточного числа 2^х ступенчатого цилиндрического редуктора между его ступенями

U_ред = U_Б U_Т,

где U_Т – передаточное число тихоходной ступени, U_Т = 4,1

U_Б – передаточное число быстроходной ступени, U_Б = 5,28.

Рис. 2. Графики выбора передаточных чисел ступеней редуктора

6. Определение частот вращения валов привода

   1. Входной вал

Частота вращения входного вала n_вх = 1455 об/мин

2. Промежуточный вал

где n_пром – частота вращения промежуточного вала, об/мин.

3. Выходной вал

где n_вых – частота вращения выходного вала, об/мин;

4. Приводной вал

где n_пр – частота вращения приводного вала, об/мин.

6. Определение крутящих моментов на валах привода

   1. Вал двигателя

Т_дв = 9550·Р_дв/n_дв ,

где Т_дв – крутящий момент на валу двигателя, Н·м.

Т_дв = 9550·7,5/1455=49,23 Н·м

2. Входной вал редуктора

Т_вх = Т_дв· η_м· η_пп

где Т_вх – крутящий момент на входном валу редуктора, Н·м.

Т_вх= 49,23·0,98·0,99=47,76 Н·м

3. Промежуточный вал редуктора

Т_пром=Т_вх·u_Б ·η_пп· η_зп ,

где Т_пром – кутящий момент на промежуточном вале редуктора, Н·м.

Т_пром = 47,76·5,28·0,99·0,98=244,66 Н·м

4. Выходной вал редуктора

Т_вых = Т_пром·u_Т· η_пп· η_зп ,

где Т_вых – крутящий момент на выходном валу редуктора, Н·м.

Т_вых=244,66·4,1·0,99·0,98=973,21 Н·м

5. Приводной вал

Т_пр=Т_вых·η_пп·i_{цп цп},

где Т_пр – крутящий момент на приводном валу, Н·м.

Т_пр = 973,21·2·0,99^.0,93=1792,07 Н·м

6. Исходные данные для расчёта передач

   1. Входная ступень редуктора

Крутящий момент на валу шестерни

Частота вращения вала шестерни n₁=1455 об/мин;

Передаточное число быстроходной ступени u = 5,28.

2. Выходная ступень редуктора

Крутящий момент на валу шестерни Т₁=244,66 Н·м;

Частота вращения вала шестерни n₁=275,57 об/мин;

Передаточное число тихоходной ступени u= 4,1.

3. Цепная передача

Р₁=Р_дв· η³_пп· η²_зп· η_м

где Р₁ – мощность на валу ведущей звёздочки, кВт.

Р₁ = 7,5^.0,98·0,99³·0,98²=6,85 кВт

Частота вращения вала ведущей звёздочки n₁=67,21 об/мин;

Передаточное отношение цепной передачи i=2.

2 Расчет допускаемых напряжений для проектирования цилиндрических и конических зубчатых передач

Выбор материала и термообработки

Таблица 2.1

Механические характеристики сталей, используемых

для изготовления зубчатых колес

Таблица 2.2

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов

Практикой эксплуатации и специальными исследованиями установлено, что нагрузка, допускаемая по контактной прочности зубьев, определяется в основном твердостью материала. Высокую твердость в сочетании с другими характеристиками, а, следователь­но, малые габариты и массу передачи можно получить при изготов­лении зубчатых колес из сталей, подвергнутых термообработке. Сталь в настоящее время — основной материал для изготовления зубчатых колес.

В зависимости от твердости (или термообработки) стальные зубчатые колеса разделяют на две основные группы: твердостью H≤ 350 НВ — зубчатые колеса, нормализованные или улучшенные; твердостью Н> 350 НВ — с объемной закалкой, закалкой ТВЧ, цементацией, азотированием и др. Эти группы различны по тех­нологии, нагрузочной способности и способности к приработке.

Твердость материала менее 350 НВ позволяет производить чисто­вое нарезание зубьев после термообработки. При этом можно полу­чать высокую точность без применения дорогих отделочных опера­ций (шлифовки, притирки и т. п.). Колеса этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при ди­намических нагрузках. Для лучшей приработки зубьев твердость прямозубой шестерни рекомендуют назначать больше твердости колеса не ме­нее чем на (10...15) единиц

Н₁=Н₂ + (10...15)НВ

косозубой шестерни – на (50…70) единиц

Н₁=Н₂ + (50...70)НВ

Технологические преимущества материала при Н<350 НВ обеспечили ему широкое распространение в условиях индивидуального и мелкосерийного производства, в мало- и средненагруженных пе­редачах, а также в передачах с большими колесами, термическая обработка которых затруднена. При Н>350 НВ (вторая группа материалов) твердость выража­ется обычно в единицах Роквелла — НRС

Специальные виды термообработки позволяют получить твер­дость Н = (50...60) НRС. При этом допускаемые контактные напряжения увеличиваются до двух раз, а нагрузочная способность передачи — до четырех раз по сравнению с нормализованными или улучшенными сталями. Воз­растают также износостойкость и стойкость против заедания.

Применение высокотвердых материалов является большим резер­вом повышения нагрузочной способности зубчатых передач. Однако с высокой твердостью связаны некоторые дополнительные трудно­сти:

1. Высокотвердые материалы плохо прирабатываются,

2. Нарезание зубьев при высокой твердости затруднено, поэтому термообработку выполняют после нарезания.

3. Эти трудности проще преодолеть в условиях крупносерий­ного и массового производства, когда окупаются затраты на специ­альное оборудование.

Расчёт допускаемых напряжений для входной косозубой ступени

Допускаемые контактные напряжения при расчёте на усталость

Выбираем для входной ступени материал – сталь 45 с твёрдостью для шестерни HB 260 (улучшение) и для колеса HB 210 (нормализация).

Выписываем из таблицы 1 механические характеристики стали для шестерни и колеса

и .

Определяем допускаемые контактные напряжения

,

где - базовый предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов, ;

- коэффициент долговечности;

- коэффициент безопасности.

,

где - базовое число циклов нагружения;

- эквивалентное число циклов нагружения.

Для твёрдости колёс HB<350

(табл. 2)

Коэффициент запаса прочности принимаем

Определяем срок службы передачи в часах

Так как режим нагрузки переменный, то определяем эквивалентное число циклов нагружения для шестерни

,

где - число зацеплений зуба за один оборот колеса;

- один из числа действующих моментов;

- максимальный из действующих моментов.

Для нашего случая, когда частота постоянна и , можем записать в соответствии с графиком нагрузки

или

Число циклов нагружения колеса будет в раз меньше, т.е.

Определяем базовое число циклов в зависимости от твердости HB

При условии, что , коэффициент долговечности принимаем равным единице, тогда:

Для расчёта определяем

Проверяем отношение

Окончательно, для расчёта первой ступени принимаем

Расчёт допускаемых напряжений для выходной прямозубой ступени

Допускаемые контактные напряжения при расчёте на усталость

Выбираем для выходной ступени материал – сталь 45 с твёрдостью для шестерни HB 260 (улучшение) и для колеса HB 245 (нормализация).

Выписываем из таблицы 1 механические характеристики стали для шестерни и колеса

и .

Базовое число циклов для колёс второй ступени

Эквивалентное число циклов нагружения для шестерни будет равным числу циклов для колеса первой ступени, так как они установлены на одном валу

Для колеса

,

Тогда

Таким образом, для расчёта второй ступени допускаемое напряжение получаем

Проверяем отношение

Условие выполняется

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость

,

где - базовый предел выносливости по изгибу;

- коэффициент, учитывающий реверсивность нагрузки;

- коэффициент долговечности;

- коэффициент безопасности.

При термообработке –улучшение (табл. 4, [Error: Reference source not found])

Входная косозубая ступень

- для кованых колёс

- для односторонней нагрузки зуба (передача не реверсивная)

при HB<350,

где - базовое число циклов нагружения, для всех сталей ;

- эквивалентное число циклов нагружения.

,

где - показатель кривой выносливости.

Для нормализованных и улучшенных сталей .

Так как , то принимаем .

Выходная прямозубая ступень

- для кованых колёс

- для односторонней нагрузки зуба

при HB<350,

где - базовое число циклов нагружения, для всех сталей ;

- эквивалентное число циклов нагружения.

,

где - показатель кривой выносливости.

Для нормализованных и улучшенных сталей .

Так как , то принимаем .

Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках

Напряжения одинаковы для обеих ступеней

= 0.8 σ_t = 0.8*540=432 МПа =2.8 σ_t=2,8* 540=1512 МПа

Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках

Напряжения одинаковы для обеих ступеней

= 0.8 σ_t = 0.8*540=432 МПа =2.8 σ_t=2,8* 540=1512 МПа