2.1.5. Определение общего передаточного числа привода и его составляющих

Передаточное число привода определяется по формуле:

U = , (2.4)

где n - число оборотов вала типового электродвигателя;

n - число оборотов на выходном валу привода;

U =

Разбивка общего передаточного числа по ступеням привода на компоненты зависит от числа входящих в привод передач по формуле:

U =U U , (2.5)

U - передаточное число открытой ременной передачи;

U - передаточное число редуктора.

Принимаем U =5, тогда U = = .

2.1.6. Определение мощности на всех валах привода

P , (2.6)

P - мощность на ведущем валу;

- расчетная мощность электродвигателя.

Р , (2.7)

, (2.8)

Р - мощность на ведомом валу;

Р должно быть тому, что задано.

Р ,

Р = ,

.

2.1.7 Определение частоты вращения каждого вала привода

Частота вращения ведущего вала привода n, принимается равной частоте вращения вала электродвигателя.

n =n об/мин , (2.9)

, (2.10)

n - частота вращения ведущего шкива.

n = = ,

n - частота вращения ведущего вала.

n = ,

n - частота вращения ведомого вала.

2.1.8. Определение угловых скоростей на всех валах привода

Угловые скорости на отдельных валах определяются по формуле:

ω = с , (2.11)

где ω - угловая скорость ведущего шкива.

ω = с^-1, (2.12)

где ω - угловая скорость ведущего вала.

ω = с^-1, (2.13)

где ω - угловая скорость ведомого вала.

2.1.9 Определение вращательных моментов на всех валах привода

Вращательные моменты найдем как

Т= , Н (2.14)

Причем на ведущем валу в формулу (2.13) подставляем Р .

Для каждого вала:

Т ,

Т ,

Т .

2.1.10 Сводная таблица кинематических параметров привода

Таблица 2 - Кинематические параметры привода

№ вала	Р , кВт			Т , Нм
(I)	5	1460	152,8	32,72
(II)	4,7	417,14	43,66	108,8
(III)	4,5	83,43	8,73	515,56

Анализ результатов кинематических расчетов показал, что проектируемый прибор обеспечивает требуемое по заданию мощность на выходном валу привода.

2.2 Расчет закрытой зубчатой передачи (редуктора)

2.2.1 Задачи расчета

Задачами расчета закрытой зубчатой цилиндрической передачи являются:

- выбор материалов и вида термообработки зубчатых колес передачи;

- определение геометрических параметров передачи;

- определение сил в зацеплении;

- выполнение проверочного расчета по критериям работоспособности; - контактному напряжению и напряжению изгиба .

2.2.2 Данные для расчета

Исходными данными являются, кинематическая схема рабочей машины по заданию (кинематическая схема привода приведена на рис. 1) и кинематические параметры выходного вала прибора по заданию и данные таблицы 1.

2.2.3 Условия расчета

Условиями прочности и работоспособности закрытой зубчатой передачи являются соблюдение условий прочности по контактным напряжениям и напряжению изгиба.

, (2.15)

;

где и - соответственно расчетные значения контактного и изгибного напряжений проектируемой передачи;

и - соответственно допускаемые контактное и изгибное напряжения материалов колес.

2.2.4 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений и

В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на курсовое проектирование, в мало- и среднезагруженных передачах, а также в открытых передачах применяют зубчатые колеса с твердостью стали 350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость материала шестерки нВ должна быть для косозубых передач (50-70) нВ выше, чем материал колеса нВ . Таким образом, по таблице 7 [1] выбираем материал.

Шестерни: сталь 45; термообработка – улучшение; диаметр заготовки любой; твердость поверхности 250 нВ; сердцевины 295 нВ.

Колеса: сталь – 45л; термообработка – улучшение; диаметр заготовки 315 мм; твердость поверхности 235 нВ; сердцевины 220 нВ

Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса определяются по формулам:

; (2.16)

где и - коэффициенты долговечности материалов шестерни и колеса, которые для нормализованных и улучшенных колес должны быть 1 ≤ < 1,8 и определяются по формулам:

; (2.17)

где и - число циклов перемены напряжений соответствующие пределу выносливости и определяются по таблице 8 [1] в зависимости от нВ_ср:

=17,75,

=10,35,

- число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

, (2.18)

где - угловые скорости шестерни и колеса ;

- срок службы привода в часах;

= 365 , (2.19)

где - срок службы привода в годах;

- число смен, = 2;

- продолжительность смены, = 8 часов.

= 365 2 8 6 0,85 = 29784 часов;

N =365 ω , (2.20)

N =365 ω =365 29784 43,66=4,75 10¹²,

N =365 ω =365 29784 8,73=6,5 10¹⁰,

т.к. > , то принимаем = 1,

т.к. > , то принимаем = 1.

Таким образом, в формулах (2.15), (2.18), и рассчитывают по формулам, взятым из таблицы 6 [1].

; (2.21)

Т аким образом, допускаемое контактное напряжение материала шестерни и колеса равны

= 1 517 = 517 ,

= 1 490 = 490 .

При дальнейших расчетах, определяя геометрические параметры зубчатой передачи, используется среднее значение допускаемого контактного напряжения:

=0,45( + )=0,45(517+490)=453 .

2.2.5. Определение допускаемых напряжений изгиба материалов шестерни и колеса

Величина допускаемого напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса находятся по формулам:

, (2.22)

где

, (2.23)

=4 - число циклов перемены напряжений для всех сталей.

Если N > , то принимаем K_FL =1.

В еличину определяем из таблицы 6 [1] по формуле в зависимости от нВ_ср.

= , (2.24)

= ;

= ,

= .

Расчет модуля зацепления для открытых зубчатых передач выполняем по меньшему из значений .