2.3 Определение частот вращения и угловых скоростей валов привода

а) Частота вращения вала электродвигателя:

n_дв= 1445 мин^-1

угловая скорость вращения вала электродвигателя:

_ДВ =n_ДВ/30= рад/с

б) Частота вращения ведущего вала редуктора:

n₁= n_дв/ i_р.п.= 1445/3,5 =412,8 мин^-1

угловая скорость вращения ведущего вала редуктора:

₁ =n₁/30= рад/с

в) частота вращения ведомого вала редуктора:

n₂=n₁/i_зп= 412,8/2,5= 165 мин^-1

угловая скорость вращения ведомого вала редуктора:

₂=₁/i_зп= 43, 18/2,5=17,27рад/с

2.4 Определение вращающих моментов на валах привода.

а) Вращающий момент на валу электродвигателя:

Т_ДВ=Р_{ТР ДВ}/_ДВ= Нм

б) Вращающий момент на ведущем валу редуктора :

T₁=T_ДВ ^. i_рп. ^. _рем =40,4^.3,5^.0,95^.0,99=132,9 Нм

в) Вращающий момент на ведомом валу редуктора :

Т₂= Т₁^.i_зп^._зп = 132,9^.2,5^.0,97^. 0,99= 319 H^.м

5. Определение мощности на валах привода

Мощность на валу электродвигателя:

Р_{ТР ДВ} =6,1кВт

Мощность на ведущем валу редуктора:

Р₁= Р_{ТР ДВ}^. _рем η_подш.=6,1^.0,95^.0,99=5,74кВт.

Мощность на ведомом валу редуктора:

Р₂= P₁^. _зп η_подш.=5,74^.0,97^.0,99=5,5кВт.

Проверка:

Р_вых=Т₂. 319^. 17,27=5,51 кВт.

Величина ошибки: ΔР=(5,51 -5)/5,51^.100%=0,18 % .

Конические редукторы с такими параметрами промышленность не выпускает.

Аналогом может быть редуктор цилиндрический одноступенчатый типа ЦУ—160-2,5 с передаточным числом i_зп=2,5 и крутящим моментом на выходном валу Т_вых= 1000Нм (рис.3) [5, Т.3, с.485].

Рис.3. Редуктор цилиндрический одноступенчатый типа ЦУ- 160-2,5

Таблица 2 Основные размеры редуктора, мм

Типоразмер редуктора	Аw	В	В1	L	L1	L2	L3	L4	L5	L6	H	H0
1ЦУ-160	160	175	125	475	136	355	110	60	230	218	335	170

3. Расчет клиноременной передачи

При передаваемой мощности Р = 6,1 кВт и частоте вращения ведущего шкива n₁= 1445 мин^-1 принимаем ремень типа Б ГОСТ 1284.1-80 с параметрами:

ширина ремня W =17 мм, высота Т₀=10,5 мм, площадь поперечного сечения А=133 мм² ,наименьший диаметр ведущего шкива d₁= 125 мм [1, табл.7.7].

3.1 Вращающий момент на ведущем шкиве Т₁= 40,4 Нм.

3.2 Определение диаметра меньшего шкива:

По ГОСТ 17383-74 [1, табл.7.7] принимаем d₁= 125мм.

3.3 Определение диаметра большего шкива:

где i_рем – передаточное отношение ременной передачи;

ε – величина скольжения; ε =0,01

Округляем полученное значение по ГОСТ 17383-84 ;d₂=450мм.

3.4 Уточняем передаточное отношение ременной передачи:

3.5 Межосевое расстояние:

где Т_о – высота сечения ремня, мм [1, табл.7.7]. Принимаем а= 350 мм

3.6 Определение длины ремня.

Принимаем L_p= 1800 мм по ГОСТ 1284.1-80 [1, табл.7.7].

3.7 Уточняем межосевое расстояние:

где W = 0,5π(d₁+d₂)= 0,5^.3,14(125+450)=902,7 мм;

y=(d₂ - d₁)² = (450-125)² =105625 мм².

3.8 Определение угла обхвата меньшего шкива:

3.9 Определение числа ремней

где С_р - коэффициент режима работы: С_р =1,2 [1, табл.7.10];

С_L – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня С_L =0,95 [1, табл.7.9];

С_α – коэффициент угла обхвата С_α =0,96 [1, с.135];

С_z – коэффициент, учитывающий число ремней в передаче :С_z =0,96 [1, с.135].

Р₀-мощность передаваемая одним ремнем; Р₀=3,2 кВт[1, табл.7.8].

Принимаем, исходя из условия кратности числа ремней целому числу, z=3

3.12 Определение натяжения ветви ремня:

где скорость ремня:

Θ – коэффициент, учитывающий центробежную силу, (Н·с²)/м² ;Θ =0,1 [1, с.136]

3.13 Определение силы, действующей на вал:

где α₁ – угол обхвата меньшего шкива.

3.14 Определение рабочего ресурса передачи:

где N_оц- базовое число циклов [1, с.136]; N_оц= 4,7^.10⁶ ;

σ_-1 – предел выносливости МПа; σ_-1 =7 МПа [1, с.139];

σ_max – максимальное напряжение в сечении ремня, МПа:

σ_max = σ₁ + σ_u + σ_υ, МПа;

где σ₁ – напряжение от растяжения ремня, МПа;

,

где F₁- натяжение ведущей ветви ремня;

F₁= F₀+ 0,5F_t;

F_t- сила тяги ремня; F_t=

F₁=228+0,5^.215,2 =335,6Н

σ_u – напряжение от изгиба ремня, МПа:

,

где Е_u- модуль упругости материала ремня, МПа; Е_u=50МПа [1, с. 123];

σ_υ – напряжение от центробежной силы, МПа:

,

где ρ – плотность ремня, т/м³ ; ρ =1100 т/м³ [1, стр. 123];

σ_max =1,88+2,1+0,09827=4,07МПа

С_i – коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения:

;

С_н - коэффициент, учитывающий режим нагружения; при постоянной нагрузке С_н =1,0.

Полученная долговечность ремня больше требуемой [Но]=2000 часов.

Рис.4. Схема ременной передачи

Шкивы изготавливаются из серого чугуна Сч15 ГОСТ 1415-79.Основные размеры приведены на рис.5.

Рис.5.Эскиз шкива клиноременной передачи

Таблица 3 Основные размеры шкивов

	d, мм	dВ, мм	lcт, мм	d ст, мм	h, мм	c, мм	f, мм	e, мм	в, мм
Ведущий	125	38	80	57	10,8	16	12,5	19	63
Ведомый	450	28	42	38	10,8	16	12,5	19	63

Диаметр ступицы d_ст=1,5d_в=1,5^. 38=57мм

Длина ступицы l_ст=1,2 d_в=1,2^. 32=38мм

Длину ступиц принимаем по длине консольных участков валов 2, табл.7.1.

4. Проектирование редуктора

4.1 Расчет зубчатой передачи редуктора

4.1.1 Выбор материала зубчатых колес и вида термической обработки.

Принимаем для шестерни и колеса сталь одной и той же марки сталь 40Х, но обеспечиваем соответствующей термообработкой одинаковую твердость поверхности зубьев шестерни и колеса. Для шестерни термообработка – улучшение и закалка ТВЧ НRC₁=48 , для колеса термообработка - улучшение и закалка ТВЧ НRC₁=48 [3,табл.1]

4.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса

Определение допускаемых контактных напряжений [σ]_н регламентировано ГОСТ 21354-75:

,

где σ_но – предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения, МПа;

Расчетное допускаемое напряжение:

σ_но=17(НRC)+200;

для шестерни и колеса: σ_но1 = σ_но2 =17^. 48+200=1016 МПа;

S_H– коэффициент безопасности определяется в зависимости от термической обработки материала; S_H=1,2 [2,табл. 2].

К_НL – коэффициент долговечности.

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

, [3,с.8];

где N_но – базовое число циклов; N_но1= N_но2=( (НВ)³= 480³=110,5^.10⁶ циклов

нагружения;

N_НЕ- эквивалентное число циклов нагружения на весь срок службы передачи.

При постоянной нагрузке эквивалентное число циклов нагружения определяется по формуле:

,

где n – частота вращения шестерни (колеса), мин^-1;

t – срок службы передачи под нагрузкой, ч; с – число зацеплений, с=1;

Срок службы в часах определяется по формуле:

t_Σ= L_г·365·24·К_сут· К_год, час,

где L_г- срок службы в годах; L_г=6 лет; тогда

t_Σ= 6·365·0,6^.0,6^.24=18922часа

n₁ – частота вращения шестерни, мин^-1, n₁ =412,8 мин^-1,

N_HE1=60^.412,8^. 18922= циклов нагружения.

Эквивалентное число циклов нагружения для колеса :

N_HE2= N_HE1/ i_з.п. =467,7·10⁶/ 2,5=187,1·10⁶ циклов.

Пари реверсивной нагрузке N_HE= уменьшается в два раза , поэтому

N_HE1=248,8^.10⁶ циклов нагружения, N_HE2=93,55 ·10⁶ циклов.

Коэффициент долговечности для шестерни и колеса :

Значение К_HL, принимаемые к расчету, могут быть в пределах 1< К_HL>2,3 при <350НВ. Принимаем К_HL1=1; К_HL2=1,02.

Допускаемые контактные напряжения:

[σ]_н1=[σ]_н2= МПа;