2. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода.

Исходные данные:

Требуемая мощность электродвигателя P_э.д. = 2,0 кВт.

Частота вращения приводного вала редуктора n_пр. = 210 об/мин;

Передаточное число редуктора u_ред = 3,5;

Выберем электродвигатель АИР90L4 (P_э.д. = 2,2 кВт, n_э.д. = 1390 об/мин);

Рассчитаем передаточное число передачи:

u = n_э.д. / n_пр. = 1390 / 210 = 6,6;

Примем, в соответствии со стандартными значениями по ГОСТ 2185-66, u_ред = 3,55;

Рассчитаем передаточное число ремённой передачи:

u_рем. = u / u_ред = 6,6 / 3,55 = 1,7;

Примем, в соответствии со стандартными значениями по ГОСТ 2185-66, u_рем. = 1,8;

Уточним передаточное число привода:

u = u_рем. · u_ред. = 1.8 · 3.55 = 6.4;

Ближайшее стандартное значение u_ст = 6.3, отклонение от него:

(u – u_ст.) / u_ст. = (6.4 – 6.3) / 6.3 = 0,016

что находится в допустимом интервале.

Уточним частоту вращения приводного вала:

n_пр. = n_э.д. / u = 1390 / 6.4 = 217 об/мин;

Все передаточные числа находятся в рекомендуемых интервалах ([1], стр. 169, табл. 11.2).

Рассчитаем мощность на приводном валу:

Pпр. = Pэ.д. · η_рем. · η_цил. · η_муф. = 2,2 · 0,94 · 0,96 · 0,98 = 1,9 кВт;

3. Силовой расчёт привода.

Определим частоты вращения и моменты на валах.

Определение частот вращения волов:

1) частота вращения быстроходного вала редуктора:

n₁ = n_э.д. / u_рем. = 1390 / 1,8 = 772 об/мин;

2) частота вращения тихоходного вала редуктора:

n₂ = n_э.д. / (u_рем. · u_цил.) = 1390 / (1,8 · 3,55) = 217 об/мин;

Определение моментов на валах:

1) крутящий момент на валу электродвигателя:

T_э.д. = 9550 · P_э.д. / n_э.д. = 9550 · 2,2 / 1390 = 15,1 Н·м;

2) крутящий момент на быстроходном валу редуктора:

T₁ = T_э.д. · u_рем. · η_рем. = 15,1 · 1,8 · 0,94 = 25,6 Н·м;

3) крутящий момент на тихоходном валу редуктора:

T₂ = T₁ · u_цил. · η_цил. = 25,6 · 3,55 · 0,96 = 87,2 Н·м;

4) крутящий момент на приводном валу:

T_пр. = T₂ · η_муф. = 87,2 · 0,98 = 85,4 Н·м;

4. Выбор термообработки и материалов для изготовления зубчатых колёс и валов редуктора.

Назначим материал: Сталь 45, вид термообработки – улучшение.

Допускаемые контактные напряжения определим по формуле:

[σ_H] = σ_Hlimb · K_HL / S_H;

где:

σ_Hlimb = 2 · HB + 70; - предел выносливости по контактным напряжениям;

S_H = 1,1; - коэффициент запаса;

([1] стр. 171, табл. 11.4)

K_HL = (N_HO / N_HE) ^1/6; - коэффициент долговечности;

N_HO = 30 · HB ^2,4; - базовое число циклов;

N_HE = 60 · n · t · Σ(T_i / T₁) ³ · t_i / t; - эквивалентное число циклов нагружения;

HB шестерни: 260…280, σ_В = 850 МПа, σ_Т = 580 МПа;

HB колеса: 240…260, σ_В = 750 МПа, σ_Т = 450 МПа;

([1] стр. 170, табл. 11.3)

Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни:

σ_Hlimb1 = 2 · 260 + 70 = 590 МПа;

N_HO1 = 30 · 260 ^2,4 = 18 · 10 ⁶;

N_HE1 = 60 · 772 · 8000 · (1 ³ · 0,4 + 0,6 ³ · 0,4 + 0,3 ³ · 0,2) = 182 · 10 ⁶;

Так как N_HE1 > N_HO1 , то K_HL1 = 1;

[σ_H]₁ = 590 · 1 / 1,1 = 536 МПа;

Определяем допускаемые контактные напряжения для колеса:

σ_Hlimb2 = 2 · 240 + 70 = 550 МПа;

N_HO2 = 30 · 240 ^2,4 = 15 · 10 ⁶;

N_HE2 = 60 · 217 · 8000 · (1 ³ · 0,4 + 0,6 ³ · 0,4 + 0,3 ³ · 0,2) = 51 · 10 ⁶;

Так как N_HE2 > N_HO2 , то K_HL2 = 1;

[σ_H]₂ = 550 · 1 / 1,1 = 500 МПа;

Так как твёрдость обоих колёс меньше 350 HB, то расчёт ведём для косозубой передачи:

[σ_H]_P = 0,5 · ([σ_H]₁ + ([σ_H]₂) = 0,5 · (536 + 500) = 518 МПа;

1,25 · [σ_H]_min = 1,25 · 500 = 625 МПа;

[σ_H]_P < 1,25 · [σH]_min;

[σ_H]_P = 518 МПа; - расчётное значение допускаемых напряжений для колёс с косыми зубьями;

Допускаемые контактные напряжения при перегрузке.

[σ_H]_max2 = 2,8 · σ_T2 = 2,8 · 450 = 1260 МПа;

Расчёт допускаемых изгибных напряжений для зубчатых колёс.

Допускаемые изгибные напряжения определяем по формуле:

[σ_F] = σ_Flimb · K_FC · K_FL/ S_F;

где:

σ_Flimb = 1,8 · HB; - предел выносливости при изгибе;

S_F = 1,75; - коэффициент запаса;

([1] стр. 172, табл. 11.5)

K_FC = 0,7; - так как передача реверсируемая;

K_FL = (N_FO / N_FE)^1/6; - коэффициент долговечности;

N_FO = 4 · 10⁶; - базовое число циклов;

N_FE = 60 · n · t · Σ(T_i / T₁)⁶ · t_i / t; - эквивалентное число циклов нагружения;

([1], стр. 172)

Определяем допускаемые изгибные напряжения для шестерни:

σ_Flimb1 = 1,8 · 260 = 468 МПа;

N_FE1 = 60 · 772 · 8000 · (1⁶ · 0,4 + 0,6⁶ · 0,4 + 0,3⁶ · 0,2) = 155 · 10⁶;

Так как N_FE1 > N_FO1 , то K_FL1 = 1;

[σ_F]₁ = 268 · 0,7 · 1 / 1,75 = 187 МПа;

Определяем допускаемые изгибные напряжения для колеса:

σ_Flimb2 = 1,8 · 240 = 432 МПа;

N_FE2 = 60 · 217 · 8000 · (1⁶ · 0,4 + 0,6⁶ · 0,4 + 0,3⁶ · 0,2) = 44 · 10⁶;

Так как N_FE2 > N_FO2 , то K_FL2 = 1;

[σ_F]₂ = 432 · 0,7 · 1 / 1,75 = 173 МПа;

Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке:

[σ_F]_max1 = 0,8 · σ_T2 = 0,8 · 450 = 360 МПа;