Частота вращения вала электродвигателя

n₀= n_с (1 – ) = 1500(1– ) = 1470 мин^-1

Общее передаточное число привода

u_o = = = 5.4

где n= 245.777 мин^-1– частота вращения вала исполнительного механизма.

Принимаем передаточное число зубчатой передачи u= 4 (табл. 7.1 [1]).

Передаточное число ременной передачи

u_р = = =1.35

Частоты вращения валов:

n₁= = = 1088.889 об/мин

n₂= = = 272.222 об/мин

Мощности на валах:

P₀ = P_тр = 21.5 кВт

P₁= P_тр · η₂ · η₃ = 21.5 · 0.96 · 0.99 = 20.434кВт

P₂= P₁· η₁· η₃ = 20.434· 0.98 · 0.99 =19.825 кВт

Крутящие моменты, передаваемые валами, определяют по формулам

T₀ = 9550 = 9550· = 137.403 Н∙м

T₁ = 9550 = 9550· = 178.074 Н∙м

T₂ = 9550 =9550· = 684.16 Н∙м

Консольные нагрузки от муфт в кН предварительно определяют по ГОСТ 16162-85:

на быстроходном валу F_к=(0.05…0.125) = 1.168

на тихоходном валу F_к=0.125 = 3.269

Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Исходные данные

Тип зуба – Прямой

Тип передачи –Нереверсивная

Крутящий момент на шестерне Т₁ = 178.1Н•м

Частота вращения шестерни n₁= 1088.9об/мин

Передаточное число u= 4

Режим нагружения – тяжелый

Коэффициент использования передачи:

в течение года – K_г = 0.6

в течение суток – K_с = 0.8

Cрок службы передачи в годах – L = 13

Продолжительность включения – ПВ = 65 %

1. Выбор материалов зубчатых колес

Материалы выбираем по табл. 1.1 [1]

Шестерня

Материал – Сталь 45

Термическая обработка – Улучшение

Твердость поверхности зуба – 269-302НВ

НВ₁ = 0.5(HB_1min + HB_1max) = 0.5(269+302) = 285.5

Колесо

Материал – Сталь 45

Термическая обработка – Улучшение

Твердость поверхности зуба – 235-262 НВ

HB₂ = 0.5(HB_2min+ HB_2max) = 0.5(235+262) = 248.5

2. Определение допускаемых напряжений

2.1. Допускаемые контактные напряжения

_HPj =

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

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

_Hlim1= 2HB_l+70 = 2 ∙ 285.5+70 = 641 МПа

_Hlim2= 2НВ₂+70 = 2 ∙ 248.5+70 = 567 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= 2.347·10⁷ N_H02 = 1.682·10⁷

Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим по табл. 3.1 [1] в зависимости от режима нагружения: _h = 0.5

Суммарное время работы передачи в часах

t_h = 365L24K_гК_сПВ = 365·13·24·0.6·0.8·0.65 = 35531ч

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= 1088.9 об/мин , n₂=272.2 об/мин ;

N_1= 60·1088.9 ·1·35531=23.213·10⁸ N_2=60·272.2·1·35531= 5.803·10⁸

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

N_HE1= 0.5·23.213·10⁸ = 11.61·10⁸ N_HE2= 0.5·5.803·10⁸= 2.902·10⁸

Коэффициенты долговечности

K_HL1= 1(N_HE1> N_H01) K_HL2= 1(N_HE2> N_H02)

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

_HP1= МПа _HP2= МПа

Для прямозубых передач _HP=_HP2, для косозубых и шевронных передач

_HP=0.45 (_HP1+_HP2) 1.23 _HP2.

Допускаемые контактные напряжения передачи:

_HP = 494.2 МПа

Условие σ_HP < σ¹_HP выполняется.