Общий к.П.Д. Привода

=_рп_зп =0,95 ^. 0,97 = 0,92.

Требуемая мощность электродвигателя

Р_э.т.= P_вых/ = 1,9 /0,92= 2,07кВт.

Требуемая частота вращения двигателя.

Общее передаточное отношение привода

u = u_рп ^. u_зп = (2…4)^.(2 …6,3) = 4….25,2,

где u_рп – рекомендуемые передаточные числа ременной передачи [1],

u_зп - передаточные числа зубчатой передачи [1].

Требуемые частоты вращения двигателя по значению n_вых

n_э.т. = n_вых^. u = 200….1260 мин^-1

Выбор электродвигателя.

По требуемой мощности и частоте вращения выбираем тип электродвигателя [1].

Тип АИР112МА8/709 c номинальной мощностью 2,2 кВт и асинхронной частотой вращения 709 мин^-1, d₁ = 38 мм ( рис.1.1.).

Рисунок 1.1.

Произведем разбивку уточненного общего передаточного отношения по ступеням привода.

Общее уточненное передаточное число

u = n_э / n_вых = 709 / 50 = 14,18

Назначаем передаточное число ременной передачи u_рп = 4, тогда

u_зп = u/ u_рп = 14,18/4 =3,55.

Частоты (скорости) вращения валов привода.

Вал электродвигателя

_э= ^. n_э/ 30 = 3,14 ^. 709 / 30 = 74 с^-1.

Быстроходный вал

n_б = n_э/ u_рп = 709/ 4 = 177 мин^-1,_б =  ^. n_б/ 30 = 3,14 ^. 177/ 30 = 19 с^-1,

Тихоходный вал

_вых =  ^. n_вых/ 30 = 3,14 ^. 50/ 30 = 5 с^-1.

Мощности на валах.

На всех валах мощности известны, кроме быстроходного

Р_б = Р_э^. _рп = 2,07 ^. 0,95 = 1,97 кВт.

Моменты на валах.

Моменты на валах определим по общей формуле

Т_i = Р_i/_i

где i – обозначение соответствующего вала, тогда

Т_э =2,07 ^. 10³/74= 28Н^.м

Т_б =1,97 ^. 10³/19=104 Н^.м

Т_т =1,9 ^. 10³/5=380 Н^.м

1.8. Расчетные данные сведем в таблицу.

Назв. вала	n, мин-1	, с-1	Р, кВт	Т, Н.м
Эл.дв	709	74	2,07	28
Быстрох.	177	19	1,97	104
Тих.(вых)	50	5	1,9	380

u_рп =4, u_зп =3,55.

2. Расчет косозубой передачи.

Вращающий момент на валу шестерни Т₁=104 Н^.м при частоте вращения n₁= 177 мин^-1. Передаточное число u=3,55. Требуемый ресурс передачи L_h = 12000 ч, типовой режим нагружения 0. Расположение колес несимметричное. Все ссылки в данном разделе на источник [2]. Методика расчета базируется на ГОСТ 21354 – 87.

Решение. 1. Материал шестерни и колеса. Для изготовления зубчатых колес выбираем сталь 40Х с термообработкой:

для шестерни – улучшение поковки до твердости Н₁ = 285 HВ.

для колеса – улучшение поковки до твердости H₂ = 250 HВ.

2. Ориентировочное значение межосевого расстояния находим по формуле (13.17) при значении вспомогательного коэффициента К = 10 [2] для указанных твердостей колес :

a_w^”=K(u+1) ³T₁/u = 10 ^. (3,55+1) ³104/3,55 = 140,1 мм

Окружная скорость зубчатого колеса (13.18)

V = 2a_wn₁/[60000(u+1)] = 2 ^. 140,1 ^. 177/[60000(3,55+1)]=0,57 м/с

3. Допускаемые контактные напряжения (п.12.5).

а) По табл. 12.8 интерполированием находим число циклов напряжений, соответствующие перелому кривой усталости: для шестерни N_HG1 = 0,23 ^. 10⁸, для колеса N_HG2 = 0,16 ^.10⁸

б) Число циклов нагружения зубьев за все время работы (12.2):

шестерни N_К1= 60n₁L_h = 60 ^. 177 ^. 12000 = 1,27 ^. 10⁸,

колеса N_К2= N_К1/u = 1,27 ^. 10⁸/3,55= 0,36 ^. 10⁸.

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев находим по формуле (12.1), значения коэффициента эквивалентности _H для типового режима нагружения 0 – по табл. 12.2. (_H = 1)

шестерни N_HE1= _H N_К1=1 ^. 1,27 ^. 10⁸= 1,27 ^. 10⁸

колеса N_HE2= _H N_К2 = 1 ^. 0,36 ^. 10⁸ =0,36 ^. 10⁸

в) Коэффициенты долговечности

Z_N1 = ⁶ N_HG1/ N_HE1 = ⁶ √ 0,23 ^. 10⁸/ 1,27 ^. 10⁸ = 0,753 принимаем Z_N1=1,

Z_N2 = ⁶ N_HG2/ N_HE2 = ⁶ 0,16 ^.10⁸ / 0,36 ^. 10⁸= 0,871 принимаем Z_N2=1.

В предположении параметра шероховатости сопряженных поверхностей зубьев Ra=0,63…1,25 мкм принимаем коэффициенты влияния шероховатости Z_R1= Z_R2= 1.

По табл. 12.9 принимаем значение коэффициента влияния окружной скорости Z_V=1.

Коэффициент запаса прочности для шестерни [S]_H1=1,1, для колеса [S]_H2=1,1

г) По формулам табл 12.7. определяем пределы контактной выносливости:

для шестерни  _Hlim1=2*Н1+70 = 640 МПа

для колеса  _Hlim2=2*Н2+70 = 570 МПа

д) Допускаемые контактные напряжения по формуле (12.10):

для шестерни [] _H1=  _Hlim1 Z_N1 Z_V Z_R1/[S]_H1=640^.1^.1^.1/1,1 = 582 МПа,

для колеса [] _H2=  _Hlim2 Z_N1 Z_V Z_R1/[S]_H2=570^. 1^.1^.1/1,1 = 518 МПа.

Допускаемые контактные напряжения для расчета цилиндрической передачи с непрямыми зубьями (12.12):

[ ]_H = 0,45([]_H1+[]_H2) = 0,45 (582+518) = 495 МПа.

[]_H≥ []_Hmin = 518 МПа

Принимаем []_H = 518 МПа