2.5 Мощность на валах привода:

Мощность на валу электродвигателя:

Р_{ТР ДВ} =0,98кВт

Мощность на ведущем валу редуктора:

Р₁= Р_{ТР ДВ}^. _рем η_подш.=0,98^.0,95^.0,99=0,92кВт.

Мощность на ведомом валу редуктора:

Р₂= P₁^. _ч η_подш.=0,92^.0,8^.0,99=0,72кВт.

Проверка:

Р_вых=Т₃. 187^. 3,9=0,728 кВт.

Величина ошибки: ΔР=(0,728-0,72)/0,728^.100%=1 %

В качестве аналога может быть использован редуктор типа РЧУ-80 с крутящим моментом на выходном валу Т_вых= 189 Нм (рис.3) [5, Т.3, с.500].

Рис.3. Редуктор типа РЧУ-80

Таблица 2 Размеры редуктора РЧУ-80, мм

Типоразмер редуктора	L	L1	L2	L3	L4	L5	L6	H	H0	h	Aw
РЧУ-80	260	132	225	80	220	160	145	267	92	182	80

3. Расчет передачи поликлиновым ремнем

3.1 Вращающий момент на валу ведущего шкива:

По таблице 7. 13[1] выбираем ремень типа К.

3.2 Диаметр ведущего шкива ,мм:

,

ведущего шкива по ГОСТ 17383-73 d₁= 90 мм [1,с.120].

3.3 Диаметр ведомого шкива, мм:

d₂= d₁·i_рп =90^.1,93=171мм.

принимаем d₂= 180 мм по ГОСТ 17383-73.

3.4 Расчетная скорость ремня, м/с:

.

Необходимое число клиньев z=6 [1,рис.7.5].

3.5 Межосевое расстояние а=2,6^. d₁=2,6 ^.90=234 мм.

3.6 Длина ремня:

Принимаем ремень типа 1000 К РТМ 38-40528-74

3.7 Угол обхвата малого шкива:

3.8 Начальное натяжение на один клин; 2S_о= 50Н [1, с.142].

3.9 Нагрузка на ведущий вал редуктора:

F_в=2 S₀ ^.z^. sin₀ =2^.50^. 6^.0,98=588 Н

3.10 Окружная сила, действующая в ременной передаче:

F_t=P/υ= H.

Рис. 4. Схема ременной передачи и эскиз шкива

Наружный диаметр ведущего шкива D_н=D-2Δ=90-2=88мм

Наружный диаметр ведомого шкива D_н=D-2Δ=335-2=337мм

для ремня типа К :Δ=2мм S=3, 5мм; t=2, 4мм; φ=40⁰;е=2,35мм; e_t=3, 3мм [1, табл.7.14  Ширина шкива В=2^. S+ t^.к,

где к –число клиньев; к=6; В=2^.3,5 +2,4^. 6=21,4мм.

Диаметр ступицы ведущего шкива d_ст1=1,5d₁=1,5^. 22=33мм

Диаметр ступицы ведущего шкива d_ст2=1,5d_в2=1,5^. 32=54мм

Длина ступицы ведомого шкива l_ст1=1,2 d_в=1,2^.22=26,4 мм

Длина ступицы ведущего шкива l_ст2=1,2 d_в=1,2^. 32=48,4 мм

4.Проектирование редуктора

4.1. Расчет червячной передачи редуктора

4.1.1 Выбор материала червяка и зубчатого венца колеса

Для червяка принимаем среднеуглеродистую сталь 45Х, витки закалены с применением ТВЧ (табл.3) [3,с.6] .

Таблица 3 Механические характеристики стали 45Х

Вид термической обработки	Предельный диаметр заготовки шестерни, мм	Предельная толщина или ширина мм	В МПа	Т МПа	-1 МПа	Твердость поверхности (HRC)
Улучшение и закалка ТВЧ	125	80	900	750	400	48..50

Выбор материала для зубчатого венца колеса связан со скоростью скольжения, которую ориентировочно можно определить по формуле.

где V₃- скорость скольжения, м/с;

n₁-частота вращения червяка, мин^-1; n₁=747,4 мин^-1

Т₂-момент на валу червячного колеса. Т₂= 187 Нм

V_с=

Выбираем материал для зубчатого венца колеса - бронзу Бр А9Ж4 для венца червячного колеса с отливкой в кокиль (табл.4) [3,с.25].

Таблица 4 Материал и допускаемые напряжения для венца червячного колеса

Материал	Способ отливки	В МПа	Т МПа	[]Н МПа
Бр А9Ж4	В кокиль	500	230	300 – 25 V3

Допускаемые контактные напряжения венцов червячных колес:

[]_Н= 300-25V₃

[]_Н= 300-25^.1,92=251МПа

Допускаемые напряжения изгиба определяются по формуле:

[_F]= (0,08_._B+0,25_._T)_.K_FL

где K_FL- коэффициент долговечности при расчете на изгиб;

_B= 500 МПа - предел прочности материала венца червячного колеса[3,с.25];

_T= 230 МПа - предел текучести материала венца червячного колеса.

K_FL=

где N_FE-число циклов нагружения зубьев колеса за весь срок службы передачи.

N_FE=60 n t_iс;

где n-частота вращения червячного колеса мин^-1;

t_i- срок службы передачи под нагрузкой, час

с- число зацеплений ( число одинаковых зубчатых колес, одновременно находящихся в зацеплении с данным колесом);

t_i= L_г 365_.24^.K_СУТ^. К_Г

где L_г= =4 года службы привода; К_Г=0,8; К_СУТ=0,6;

n – частота вращения вала червячного колеса; n ₂ = 30 мин^-1

t=4^.365^.24^.0,8^.0,6 =16819 часов

N_FE=60^.37,5^.16819=37,8^.10⁶циклов нагружения

Найдем коэффициент долговечности K_FL:

K_FL=

Допускаемые напряжения изгиба:

[]_F= (0,08^.500+0,25^.207) 0,63= 57,8 МПа

4.4.2.Предельно допускаемые напряжения при кратковременных прегрузках:

[]_{Н ПР}=2_Т=2^.230=460 МПа

[]_{F ПР}=0,8_Т = 0,8^.230=184 МПа [3,c.24]

4.1.3 Определение межосевого расстояния

а_W  61_*

Т₂- момент на валу червячного колеса, Н_.мм; Т₂= 187000 Нмм; []_H= 251 МПа

а_W=

По ГОСТ 2144-76 принимаем a_W= 100мм.

4.1.4 Назначение числа заходов червяка

число заходов червяка выбираем в зависимости от передаточного числа.

i_ч= 20 , то червяк – двухзаходный, т.е. z₁= 2 [3,с.26]

Определим число зубьев червячного колеса

z₂=z₁u=2^.20=40

4.1.5 Определение значений модуля и коэффициента диаметра червяка.

m=( 1,4... 1,7) a_W/z₂.= ( 1,4... 1,7)100/40=3,6……4,25мм

По ГОСТ 2144-76 принимаем m=4,0 мм

q- коэффициент диаметра червяка:

q= (2a_W/m )-z₂=(2^.125/5)-40=10

По ГОСТ 2144-76 принимаем q= 10 . При этом из условия жесткости червяка должно выполняться условие

q0,212 z₂

в нашем случае это условие выполняется т.к. q0,212^.40=8,48

4.1.6 Определение коэффициента смещения инструмента

x=(a_W/m)-0,5_.(q+z₂)=(125/5)-0,5(10+40)=0

где х – коэффициент смещения инструмента;

При этом должно выполняться условие: -1 х 1, условие выполняется.

4.1.7 Определение фактического передаточного числа.

u= z₂/z₁,

где u- фактическое передаточное число; z₂=40 ;

u=40/2=20

При этом отклонение не должно превышать 4% от ранее принятого, условие выполняется.

4.1.8 Определение основных параметров червячной передачи.

Делительный диаметр червяка:

d₁=mq=4^.10=40 мм

Делительный диаметр червячного колеса:

d₂=mz₂=4^.40=160 мм

Начальный диаметр червяка:

d_W1=m(q +2x)=4 (10+2^.0)=4 0 мм:

Диаметр вершин витков червяка

d_a1=d₁+2m= 40 +10 =50 мм.

Диаметр впадин витков червяка:

d_f1=d₁-2,4m= 40-2,4^.5= 28 мм;

Длина нарезной части червяка при z₁=2

b₁(11+0,06z₂) m= (11+0,06^.40)^. 4= 53,6 мм. Принимаем b₁=54 мм.

Угол подъема витков червяка:

 = arctg(z₁/q) = arctg 2/10=

Принимаем = [1,с.57]

Диаметр вершин зубьев колеса:

d_a2=m(z₂+2+2x)= 4(40+2+2^.0)= 176 мм

Диаметр колеса наибольший:

d_am2d_a2+6m/(z₁+2)= 176+6^. 4/(2+2)=182 мм

Диаметр впадин зубьев колеса:

d_f2=m(z₂-2,4+2x)= 4(40-2,4+2^.0)=150,4 мм

Ширина зубчатого венца колеса при z₁=2

b₂= 0,355a_W= 0,335^.100= 33,5мм.

Принимаем b₂=34 мм.