Проектирование привода

Π_Б=30Ꞷ_б/π=30*11,9/3,14= 113,7 об/мин

По требуемой мощности Р_тр = кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи выбираем электродвигатель трехфазный ко- роткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А 160 М6 УЗ, с параметрами Р_дв = 15 кВт и скольжением 2,6% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения п_дв = 1000 — 26 = 974

об/мин, а угловая скорость _дв
Проверим общее передаточное отношение:
ί=Ꞷ_дв /Ꞷ_б=101,5/11.9=8,52
что можно признать приемлемым, так как оно находится между 6 и 36 (большее значение принимать не рекомендуют).
Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185-66 и_р = 2,5; для цепной
передачи
u_ц=8,52/2,5=3,4
=
Вращающие моменты:
На валу шестерни


Т₁=P₁/Ꞷ₁=Pтр/Ꞷ₁=11,77*10³/101,5=116*10³ Н*мм
на валу колеса


Т₂₌ Т₁u_р=116*10³*2,5=290*10³ Н*мм

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов переда- чи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл. III, табл. 3.3); для шестерни сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость НВ 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка -улучшение, но твердость на 30 единиц ниже — НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения [формула (3.9)]

где _{Н lim b} – предел контактной выносливости при базовом числе циклов

По табл. 3.2 гл.  для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)
_{Н lim b} = 2 НВ + 70
К_HL — коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше ба- зового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают К_HL = 1; коэффициент безопасности S_H = 1,10.
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле (3.10) гл. .
[_Н] = 0,45 ([_Н1] + [_Н2]);
для шестерни 482 МПа
для колеса  428 МПа.
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение
[_Н] = 0,45 (482 + 428) = 410 МПа.
Требуемое условие [_Н]  1,23 [_Н2 ] выполнено.
Коэффициент К_Н, несмотря на симметричное расположение колес отно- сительно опор (см. рис. 12.2), примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополни- тельную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев ,как в случае несимместричного расположения колес, значение К_Н = 1,25.
Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосе-
вому расстоянию


Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле a_w=102мм

где для косозубых колес К_а = 43, а передаточн ое число нашего редуктора

и = и_р = 2,5.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 a_w = 125

мм. ции:

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекоменда-

т_п = (0,01  0,02)


a_w = (0,01  0,02) 125 = 1,25  22,5 мм;

принимаем по ГОСТ 9563 — 60* т_п = 2,5 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев  = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса

Принимаем z₁ = 28; тогда z₂ = z₁и = 28 ^. 2,5 =70. Уточненное значение утла наклона зубьев

Основные размеры шестерни и колеса:

d₁=2,5*28/0,98=71,428мм
d₂=2,5*70/0,98=178,572 мм

Диаметры делительные

_{Проверка
aw= 71,428+178,572/ 2=125мм
диаметры вершин} зубьев:

d_a1=71,428+2*2,5=76,428 мм

d_a2=178,572+2*2,5=183,572 мм

ширина колеса b₂ = _ba*a_w = 0,4 ^. 125 = 50 мм:

ширина шестерни b₁ = b₂ + 5 мм = 55 мм.
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

_ba=55/71,428=0,77 мм

v=101.5*71,428/2*10³=3,625 м/с
Окружная скорость колес и степень точности передачи
При тaкой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки

Значения К_Н даны в табл. 3.5; при _bd = 0,77 твердости НВ  350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ве- домого вала от натяжения цепной передачи К_Н  1,07

Проверка контактных напряжений по формуле:

=


Силы, действующие в зацеплении окружная

_{Ft=2*116*103/71,428=3248 H
радиальная}

F_r=3248*0,36/0,98=1193 H
осевая F_a = F_t tg = 3248*0,2 = 649,6 H.
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (3.25):
Здесь коэффициент нагрузки К_F = К_F К_Fv. По табл. 3.7. при _bd = 1,275, твердости НВ  350 и несимметричном расположении зубчатых колес относи- тельно опор K_F = 1,33. По табл. 3.8 К_Fv = 1,3. Таким образом, коэффициент K_F
= 1,33 ^. 1,3 = 1,729; Y_F — коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_v)]:
у шестерни у колеса
Y_F1=3.8 Y_F2=3.61


Допускаемое напряжение по формуле

ри твердости НВ  350

⁰_{F lim b} = 1,8 НВ.
Для шестерни ⁰_{F lim b} = 1,8 ^. 200 = 360 МПа. S_F = S_F S_F - коэффици- ент безопасности см. пояснения к формуле (3.24), где S_F = 1,75 (по табл. 3.9), S_F = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, S_F = 1,75.
Долпускаемые напряжения
Находим отношения для шестерни Ꝺ_F1=415/1,75=237Мпа
для колеса
Ꝺ_F2=360/1,75=206 МПа
Находим отношения
для шестерни Ꝺ_F1=237/3.8=62.3

для колеса

Ꝺ_F2=206/3,61=57


Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для котоорого найденное отношение меньше.
Определяем коэффициенты Y_ и K_F
^{для средних значений коэффициента торцового перекрытия } ^{= 1,5 и 8-й}


степени точности K_F = 0,91.
Проверяем прочность зуба колеса по формуле (3.25):


Условие прочности выполнено.