1.2 Определения общего передаточного числа привода и разбивка его на ступени

1.2.1. Общее передаточное число

Uоб=Uр=

1.2.2 Разбивка передаточного числа привода между его ступенями:

Uр=Uб*Uпр*Uт

Uб=U1 – передаточное число быстроходной ступени

Uпр=U2 – передаточное число промежуточной ступени

Uт=U3 - передаточное число тихоходной ступени

Uцп=U4 – передаточное число цепной передачи.

Принимаем U4=3;

Uпр=Up*Uцп – передаточное число привода.

Uр=Uпр/U4=158,135/3=52,71

U1=5, тогда Up/Uб=52,71/5=10,542 и сл-но U3=0.88√10.542 =2.85,

Принимаем U3=2.8

U2=Up/U1*U3=10,542/2,8=3,765

Принимаем Uпр=4

Проверка: U1=Uр/U2*U3=52.71/2.8*4=4.7

Принимаем U1=5

Uр=U1*U2*U3=2.8*4*5=56

U4=Uпр/Uр=158,135/56=2,8238 принимаем U4=2.8

1.2.3 Уточняем общее передаточное число

Uпр=U1*U2*U3*U4=156.8

отклонения составляет

1.3 Частота вращения валов привода

nдв= 1399 об/мин

n1=nб=nдв=1399 об/мин

n2=nпр1= об/мин

n3=nпр2= об/мин

n4=nт=n3/Uт=24.98 об/мин

n5=n прив.в=n4/Uц.п.=8.92 об/мин;

отклонение составляет

1.4 Крутящие моменты на валах привода

Учитывая, что Рдв=1,1квт больше потребного значения Р=0,87квт, нагрузку на валах устанавливает с выходной стороны привода, т.е. от приводаного вала цепного конвейера

Тпр.в.’=Т5=F*Дзв/2=6,0*10³ * 776,7 Нм, применим Т5=776Нм

Нагрузочный крутящий момент на быстроходном валу

Нм

Номинальный крутящий момент двигателя

; с^-1

^{Момент на 1м} промежуточном валу двигателя

Тпр1=Т2=Т1*U1*nб=5*0,98*0,99*0,99*7,286=34,99=35 Нм;

Момент на 2м промежуточном валу:

Тпр2=Т3=Т2*U2*n33*nпк*nпк=35*4*0,98*0,99*0,99=134,47 Нм;

Момент на тихоходном валу:

Тт=Т4=Т3*U3*nз.з.*nп.к.=134.47*2.8*0.98*0.99*0.99=361.64 Нм;

Определение вращающего момента на приводном валу:

Тпр=Т5=Т4*U4*nц.п.*nпр.в.=361*2.8*0.96*0.95=923.5 Нм;

Работа двигателя обеспечивается, т. к. Тпр>Тпрˊ

2. Расчет зубчатых передач редуктора

2.1. Выбор металла

Для зубчатых колёс редукторов общемашиностроительного назначения применяют в основном конструкционные стали марок 45, 40х, 40 хн и др.

Примем для изготовления колёс и шестерней редуктора сталь марки Сталь 45 с термообработкой - улучшение: для шестерней – улучшение с твердостью НВ 269…302 и для колёс – улучшение с твердостью НВ 235…262, при этом среднее их значение:

для шестерней z1 , z3, z5 = НВ1 = НВ3 =HB5= 285 HB

для колес z2 ,z4, z6 = НВ2 = НВ4 = НВ6= 245 HB

1НВ = 285 – 245=40, что допустимо.

2.2 Определение допустимых напряжений

2.2.1 Допускаемые напряжения на контактную выносливость

МПа – для колеса

МПа – для шестерни

коэффициент долговечности К_HL= , где =30НВ – предельное (базовое) число циклов нагружения зубьев колес;

- эквивалентное число циклов нагружения;

- расчетное значение числа циклов нагружения, зависит от срока службы редуктора и числа оборотов колеса (вала).

- коэффициент эквивалентности нагрузки, определяется на основе графика нагружения ;

Срок службы передачи

L_h=t*365*K_год*24*K_сут=7*365*0,25*24*0,8=12264 часа

Расчетная циклическая долговечность зубьев колес

NH₁=60*n₁*L_h*n_c=60*1399*12264*=1029*10⁶цикл.

n_c – число зацеплений шестеренки z₁

NH₂=60*n₂*L_h=60*279,8*12264=411*10⁶цикл.

NH₃=NH₂

NH₄=60*n₃*L_h*n_c=60*28*12264*2=40*10⁶цикл.

n_c – число зацеплений колеса z₄

Эквивалентное число циклов нагружения

NH_E1=NH₁*KH_E=1029*10⁶*0.836=860*10⁶ цикл.

NH_E2=NН_Б3=NH₂*KH_E=2060*10⁶*0.836=172*10⁶ цикл.

В нашем случае нагружение зубчатых колес имеем для всех колес NH_E>NH_D, по этому при длительном нагружении можно принять KH_L=1

Допускаемые напряжения:

для зубьев шестерней z₁ и z₃ =581 МПа

=509 МПа

Для прямозубых передач принимают расчетное значения

;

Принимаем для всех передач