1. Кинематический расчет привода

1.1. Подбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя определяем требуемую его мощность и частоту вращения.

Потребляемую мощность (кВт) привода (мощность на выходе) определяем по формуле:

Р_в=F_t·V

где F_t – окружное усилие равное G.

Р_в=4,5·10³Н·0,8м/с=3,6кВт.

Частоту вращения определяем по формуле:

Приближенно определяем к. п. д. двигателя

η_общ= η₁ η₂

где η₁=0,96 – для быстроходного вала;

η₂=0,95 – для тихоходного вала;

η_общ = 0,96·0,95=0,912

Требуемая мощность электродвигателя:

Р_э.тр=Р_в/ η_общ

Р_э.тр=3,6/0,912=3,95

Выбираем электродвигатель 4А112МВ6 с частотой вращения .

1.2 Определение частот вращения и вращающих моментов на валах

После выбора n_дв определяем общее передаточное число привода:

U_общ=n/n_дв

Мощность на тихоходном валу принимаем равной

Р_т =3,6кВт, n_т=76.

Вращающий момент (Н·м) на валу колеса тихоходной ступени редуктора

Вращающий момент (Н·м) на валу шестерни тихоходной ступени редуктора(на валу колеса быстроходной ступени редуктора)

Вращающий момент (Н·м) на валу шестерни быстроходной ступени редуктора

Частота вращения вала колеса тихоходной ступени (вала колеса быстроходной ступени редуктора)

.

Подготовка расчетных параметров.

Время работы передачи

t = t_г (лет)365(дней)24(часа)КгКс, час.

t = 10(лет)365(дней)24(часа)0,50,7=30660, час

2. Расчет тихоходной ступени (прямозубой передачи)

2.1. Выбор материала

Желая получить редуктор с возможно меньшими габаритами, выбираем для обеих пар зубчатых колес сталь с повышенными механическими качествами.

Сталь 40ХН, σ_в = 850МПа, σ_т =580МПа

Для прямозубой передачи как для шестерни, так и для колеса назначаем термообработку - улучшение с разностью твердости 10...20 единиц для обеспечения прирабатываемости:

для колеса тихоходной ступени - НВ=310

для шестерни тихоходной ступени - НВ=338

2.2. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

Расчет по допускаемым напряжениям предотвращает усталостное выкрашивание рабочих поверхностей в течении заданного срока службы t.

Далее все параметры, относящиеся к шестерне, будут обозначаться индексом "1", параметры, относящиеся к колесу - индексом "2".

где Z_R - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности

( [10] табл.1.3).

Z_V - коэффициент, учитывающий окружную скорость вращения валов. Предварительно предполагаем, в каком интервале лежит окружная скорость передачи (табл.1.3).

S_H - коэффициент запаса прочности ( [10] табл.1.3).

Z_N - коэффициент долговечности

N_HG - базовое число циклов

N_GH = (HB)³  1210⁷.

N_HG - базовое число циклов

N_HE1 - эквивалентное число циклов шестерни

N_HE1 = 60n₁te_H.

e_H - коэффициент эквивалентности, который определяется по гис­тограмме нагружения

,

где T_max - наибольший из длительно действующих моментов.

T_i - каждая последующая ступень нагрузки, действующая в тече­нии времени t_i=_it. Первая ступень гистограммы, равная по нагрузке T_пик=_пикT, при подсчёте числа циклов не учитывается. Эта нагрузка при малом числе циклов оказывает упрочняющее действие на поверхность. Ее используют при проверке статической прочности.

m - степень кривой усталости, равная 6. Таким образом,

.

Коэффициент эквивалентности показывает, что момент T, действующей в течении e_Ht времени, оказывает такое же усталостное воздействие как и реальная нагрузка, соответствующая гистограмме нагружения в течении времени t.

Эквивалентное число циклов колеса

.

_Hlim - предел контактной выносливости зубчатого колеса при достижении базового числа циклов N_HG ( [10] табл.1.5).

Для шестерни Для колеса

Z_R=0,95, S_V=1, Z_H=1,2. Z_R=0,9, S_V=1, Z_H=1,2.

N_GH1 =338³=3,8610⁷ 1210⁷. N_GH2 =310³=2,9810⁷ 1210⁷.

.

N_HE1 = 605221024·0,5=3,28·10⁷.

_H1lim=2·338+70=746 _H2lim=2·310+70=690

Расчетные допускаемые контактные напряжения для передачи

Для расчета прямозубых передач в качестве расчетного выбирается наименьшее из двух

Мпа

=590 Мпа.