1 Кинематический и силовой расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

1.1.1 Определяем общий КПД привода, оно равняется произведению КПД всех кинематических пар привода от двигателя до исполнительного механизма. Значения КПД отдельных кинематических пар выбирают из ([4], с.6, табл. 1)

η_общ= η_муфты · η_пк1· η_зцпп· η_пк2· η_цп· η_пк3· η_муфты, (1)

где η_муфты=0,98 – КПД муфты;

η_пк1=0,998 – КПД подшипников качения 1вала;

η_зцпп=0,97 – КПД зубчатой цилиндрической прямозубой передачи;

η_пк2=0,998 – КПД подшипников качения 2вала;

η_цп=0,93 – КПД цепной передачи;

η_пк3=0,998 – КПД подшипников качения 3вала;

η_муфты=0,98 – КПД муфты;

η_общ=0,98·0,998·0,97·0,998·0,93·0,998·0,98=0,861.

1.1.2 Мощность на выходе привода

По исходным данным и известной формуле определяют:

.

1.1.3 Расчетная мощность электродвигателя

.

1.1.4 По полученной расчетной мощности, ,и исходной синхронной частоте, , по каталогу ([4], с.42, приложение А) выбираем асинхронный электродвигатель единой серии 4А: тип 132М4/1460;Р_дв=11 кВт; номинальная асинхронная частота n_дв= 1460 мин^-1.

1.2 Кинематический расчет привода

1.2.1 Общее расчетное передаточное отношение привода

.

1.2.2 Передаточные отношения зубчатой и цепной передач

Так как общее передаточное отношение равно:

, (2)

задаются стандартным передаточным отношением (числом) зубчатой передачи из стандартных рядов ([4], с.7, табл. 3)

=5;

Подставляют в формулу (2) и получают:

Выбираем из стандартного ряда ([4], с.7, табл. 3). Отклонение общего расчетного передаточного отношения привода от действительного составляет:

;

,

1.2.3 Число оборотов валов привода

Число оборотов двигателя

,

Число оборотов 1-го (быстроходного) вала:

,

Число оборотов 2-го (тихоходного) вала:

.

1.3 Силовой расчет привода

1.3.1 Определяем мощность на валах

1.3.2 Определяем вращающие моменты на валах

2 Допускаемые напряжения при расчете зубчатой передачи

Выбираем материал для изготовления зубчатых колес ([1], с 168) – сталь 40Х, вид термообработки – улучшение; твердость зубьев шестерни – НВ^ш =260, твердость зубьев колеса – НВ^к =230.

Определяем допускаемое контактное напряжение для шестерни по формуле:

, (3)

где – предел выносливости для шестерни равен

; ([1], с 168, табл. 8.9);- коэффициент долговечности для шестерни по контактным напряжениям. Его определяют по формуле:

(4)

В формуле (4) - базовое число циклов нагружения по контактным напряжениям. Для сталей, без учета величины твердости материала,.- эквивалентное число циклов нагружения шестерни по контактным напряжениям, которое определяют по формуле

, (5)

где с – коэффициент, учитывающий количество зацеплений шестерни. Он равен 1,0 ([1], с. 170); - коэффициент, учитывающий режим работы. Он равен 0,25 ([4], с. 8, табл. 7);

Подстановкой указанных выше значений в формулы (5), (4) и затем в формулу (3) получаем:

;

т.к.([1], с. 170);

Определяем допускаемое контактное напряжение для колеса

т.к.([1], с. 170);

По условию передача косозубая. Расчетное допускаемое контактное напряжение определяем по формуле:

Допускаемые напряжения на изгиб для шестерни определяют по формуле:

(6)

где - предел выносливости для шестерни. Он равен

=1,75 ([1], с. 168, табл. 8.9); =0,75, т.к. реверс есть([1], с. 173);

- коэффициент долговечности для шестерни по напряжениям изгиба. Его определяют по формуле

, (7)

В формуле (7) - базовое число циклов нагружения по напряжениям изгиба. Для сталей без учёта величины твёрдости материала =410⁶. - эквивалентное число циклов нагружения шестерни по напряжениям изгиба, которое определяют по формуле

, (8)

где с - коэффициент, учитывающий число зацеплений шестерни, равен 1,0 ([1], с. 170); - коэффициент, учитывающий режим работы. Он равен 0,14 ([4], табл. 7).

Подстановкой указанных выше значений в формулы (8), (7) и затем в формулу (6) получаем:

,

т.к.([1], с. 170);

.

Аналогичный расчёт проводим для колеса передачи:

,

т.к.([1], с. 170);

.