1. Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода

1.1 Выбор электродвигателя

Мощность на барабане

P = FV = 19.6*0.51 = 10 кВт

Требуемая мощность электродвигателя

P_тр = ,

где P - мощность на валу исполнительного механизма, P = 10 кВт;

η₀ – общий КПД привода,

η₀ = η_зп ∙ η_пк³ η_рп ;

где η_зп - КПД зубчатой передачи, η_пк - КПД одной пары подшипников качения, η_рп - КПД ременной передачи, примем η_зп = 0,98, η_пк =0,99, η_рп = 0,96

η₀=0,98 ∙ 0,99³∙ 0,96=0,9.

Тогда P_тр= 11,1 кВт

По требуемой мощности из табл. выбираем асинхронный электродвигатель 4А180 М8 с ближайшей большей стандартной мощностью P_э = 15 кВт, синхронной частотой вращения n_с= 750 мин^-1 и скольжением S = 2,5%.

1.2 Частота вращения вала электродвигателя

п_дв= n_с (1 – ) = 731,25 мин^-1

1.3 Общее передаточное число привода

u== 24,4

n=

1.4 Передаточное число зубчатой передачи

u= 6,3

1.5 Передаточное число цепной передачи

u = =3,9

1.6 Частоты вращения валов (индекс соответствует номеру вала на схеме привода):

п₀= 731,25 мин^-1

п₁= ==187,5 мин^-1

п₂= ==30 мин^-1

1.7 Мощности, передаваемые валами:

P₀= 11,1 кВт

P₁= 11,1*0,96 = 10,6 кВт

P₃= 10 кВт

1.8 Крутящие моменты, передаваемые валами, определяются по формуле

T_i = 9550

Тогда T0= 145,04 Нм

T₁= 540,2 Нм

T₂= 3185 Нм

2. Выбор материалов. Допускаемое напряжение.

2.1. Материал шестерни

Материалы выбираем по табл. 1.1 [1]

D_m=20 ∙

Шестерня:

Материал: Сталь 40Х

Термическая обработка: улучшение

Твердость зуба 269…302 НВ

Колесо:

Материал: Сталь 35

Термическая обработка: нормализация

Твердость зуба 163…192 НВ

HB₁=0,5(НВ_1min+HB_1max)=0,5(269+302)=285,5

HB₂=0,5(НВ_2min+HB_2max)=0,5(163+192)=177,5

2.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

_HPj =

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

_{Hlim j}  предел контактной выносливости (табл. 2.1 [1]),

_Hlim1 =2HB1+70= 641 МПа

_Hlim2= 2HB2+70= 425 МПа

S_Hj  коэффициент безопасности (табл. 2.1 [1]),

S_H1= 1,1 S_H2= 1,1

K_HLj - коэффициент долговечности;

K_HLj =1,

здесь N_H0j – базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл. 1.1 [1]),

N_H01= 23,5*10⁶ N_H02 = 2,5*10⁶

Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим по табл. 3.1 [1] в зависимости от режима нагружения: _h = 0,18

Суммарное время работы передачи в часах

t_h = 365L24K_гК_сПВ =365*9*24*0,5*0,9*0,4= 14192 ч

Суммарное число циклов нагружения

N_j = 60 n_j c t_h,

где с – число зацеплений колеса за один оборот, с = 1;

n_j – частота вращения j-го колеса, n₁= 187,5 мин^-1, n₂= 30 мин^-1;

N_1= 1,59*10 N_2= 0,255*10⁸

Эквивалентное число циклов контактных напряжений, N_{HE j}= _h N_Σj;

N_HE1= 28,62*10⁶ N_HE2= 4,05*10⁶

Коэффициенты долговечности

K_HL1= 1 K_HL2= 1

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

_HP1= 582,7 МПа _HP2=356,2МПа

для косозубых и шевронных передач

_HP=0.45 (_HP1+_HP2)1.23 _HP2

Допускаемые контактные напряжения передачи:

_HP= 422,5 МПа

Выполняется: _HP1.23 _HP2

Допускаемые напряжения изгиба

_FPj=,

где _{F lim j}  предел выносливости зубьев при изгибе (табл. 4.1 [1]),

_{F lim 1} = 1,75НВ1= 499,6МПа _{F lim 2} = 1,75НВ2= 310,6МПа

S_Fj  коэффициент безопасности при изгибе, S_F1= S_F2= 1,7

K_FCj  коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, K_FC1= 1 K_FC2=1

K_FLj  коэффициент долговечности при изгибе:

K_{FL j}=1.

здесь q_j - показатели степени кривой усталости: q₁ = 6, q₂ = 6;

N_F0 – базовое число циклов при изгибе; N_F0 = 4*10⁶;

N_FEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; N_{FE j}= _Fj N_Σj

Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется по табл. в зависимости от режима нагружения и способа термообработки

_F1 = 0,06, _F2 = 0,06,

N_FE1 =0,06*1,59*10=9,54*10 ,

N_FE2 = 0,06*0,255*10=1,53*10,

K_FL1 = 1, K_FL2 = 1

Допускаемые напряжения изгиба:

_FP1= 293,9 МПа _FP2= 213,78 МПа