Привод электродвигателя

где P_ном = 10.59 кВт – номинальная мощность двигателя;

[P_п] = 1,849 кВт – допускаемая мощность, передаваемая ремнями.

11. Определяем силу предварительного натяжения F₀, Н:

12. Определяем окружную силу, передаваемую поликлиновым ремнем F_t, Н:

13. Определяем силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей, Н: F₁ = F₀ + F_t/2*Z = 406,0 Н

F₂ = F₀ – F_t/2*Z = 168,0 Н.

14. Определяем силу давления ремней на вал F_оп, Н:

3.2. Расчет зубчатой передачи

Расчет цилиндрических прямозубых передач производится в соответствии с ГОСТ 21354–75. Основными видами расчетов являются расчеты на контактную выносливость активных поверхностей зубьев и расчет зубьев на выносливость при изгибе. Так как основной причиной выхода из строя зубьев закрытых передач, работающих при хорошей смазке, является усталостное контактное выкрашивание, то проектный расчет закрытых передач выполняется на контактную выносливость с последующей проверкой зубьев на контактную выносливость и выносливость при изгибе. Открытые зубчатые передачи рассчитывают на выносливость по напряжениям изгиба.

В данном проекте расчет зубьев на контактную выносливость и выносливость при изгибе ведется при нулевом смещении (). В расчетах принят постоянный режим нагрузки, для которого при длительной работе эквивалентное число циклов перемены напряжений больше базового числа циклов (). Для этого случая коэффициент долговечности , учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки, принимается равным

1. Выбираем материал для изготовления зубчатых колес.

При выборе марок стали учитывают назначение и тип передачи, требования к габаритам и массе, технологию изготовления, экономическую целесообразность.

Таблица 2

Свойства стали Ст45.

Марка стали	Механические свойства	Термическая обработка
Твердость	Предел прочности GB, МПа	Предел текучести GT, МПа
HB	HRC
Ст45	235–262	–	780	540	Улучшение

2. Ориентировочное значение модуля m вычисляют по формуле:

где – вспомогательный коэффициент, который для цилиндрических прямозубых передач равен

– крутящий момент на валу шестерни, Нм, который принимают из таблицы 1:

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, который находится из соответствующего графика в зависимости от значения [2].

– число зубьев шестерни

где z₂ – число зубьев колеса;

U_III – передаточное число зубчатой передачи.

– коэффициент, учитывающий форму зуба, который определяется по графику в зависимости от эквивалентного числа зубьев Z_V [2]:

– коэффициент ширины зубчатого венца [1]

– допускаемые напряжения изгиба зубьев, МПа, который определяется по формуле:

где – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа, который вычисляется согласно формуле

– предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа, который определяют в зависимости от способа химико-термической обработки [1].

– коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба. Для зубьев с нешлифованной переходной поверхностью зуба , а для прочих случаев определяют в зависимости от термической или химико-термической обработки: при закалке = 0,9; нормализации, улучшении = 1,1; цементации и нитроцементации = 0,7.

= 1,1;

– коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности. Для зубьев колес без деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности зубьев принимают

= 1;

– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. При одностороннем приложении нагрузки

= 1;

– коэффициент долговечности. Для длительно работающих передач принимается

= 1;

Учитывая все найденные коэффициенты определим :

– коэффициент безопасности, который равен

Таблица 3

Коэффициент, учитывающий нестаби-льность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи.	Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса.
Определяют в зависимости от способа термической и химико-термической обработки и заданной вероятности разрушения. При вероятности разрушения 0,99 и объемной закалке, нормализации и улучшении = 1,75; при цементации и нитроцементации = 1,55.	Для поковок и штамповок = 1; Для проката = 1,15; Для литых заготовок = 1,3.
= 1,75	= 1

– коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительность материала к концентрации напряжений. При проектном расчете открытых зубчатых передач принимаем

– коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности. Для шлифования и зубофрезерования при шероховатости не ниже R_Z40 принимают = 1. при полировании в зависимости от способа термического упрочнения принимают: при цементации, нитроцементации, азотировании = 1,05; при нормализации и улучшении = 1,2.

= 1,2;

– коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса. Определяют в зависимости от диаметра вершин зубчатого колеса по специальному графику [1].

= 1.

Определив все величины и коэффициенты, входящие в формулу, находим :

Определяем ориентировочное значение модуля m:

Полученное значение округляем до стандартного в соответствии c ГОСТ 9563–60 [1]:

3. Определяем диаметры начальных (внешних) делительных окружностей шестерни и колеса.

Диаметр начальной делительной окружности шестерни:

Диаметр начальной делительной окружности колеса:

4. Определяем межосевое расстояние.

5. Определяем окружную скорость.

где ω₁ – угловая скорость на валу шестерни, с^-1,

6. Определяем степень точности передачи.

Степень точности выбирают в зависимости от назначения передачи, условий ее работы и возможности производства. Открытые цилиндрические зубчатые передачи обычно выполняют по 9-ой степени точности.

7. Определяем рабочую ширину венца шестерни и колеса.

8. Проведем проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе

Расчетное напряжение изгиба зубьев определяют по формуле

где – удельная расчетная окружная сила.

Для цилиндрических прямозубых передач

где – крутящий момент на валу шестерни, который берется из таблицы 1:

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Расчет зубчатых колес первоначально производят, предполагая, что в зацеплении находится одна пара зубьев. Тогда

= 1;

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. См. п. 2.

– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении:

= 1;

– коэффициент, учитывающий форму зуба. См. п. 2.

= 4,05;

– коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

= 1;

– коэффициент, учитывающий наклон зуба:

= 1;

Определив все величины и коэффициенты, входящие в формулу, находим напряжение изгиба зубьев:

Найденное значение напряжения изгиба зубьев соответствует условиям расчета.

4. Расчет закрытой передачи (цилиндрического редуктора)

4.1. Выбор материала зубчатой передачи

В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые не легированные стали 45, 40Х.

Сталь в настоящее время — основной материал для изготовления зубчатых колес. В условиях индивидуального и мелкосерийного производства применяют зубчатые колеса с твердостью материала не превосходящей 350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Определяем марку стали: для шестерни – 40Х, твердость ≥ 45HRCэ1; для колеса 40Х, твердость ≤350 НВ2 [1, с.49]. Разность средних твердостей НВ1ср – НВ2ср ≥ 70.

Определяем механические характеристики стали 40Х: для шестерни твер-дость 269...302 НВ1, термообработка – улучшение и закалка ТВЧ. Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:

НВ1ср = 285,5

НВ2ср = (235 + 262)/2 = 248,5.

4.2. Определение допускаемых контактных напряжений [σ]_Н

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни [σ]_Н1 и колеса [σ]_Н2.

Рассчитываем коэффициент долговечности К_HL. Наработка за весь срок службы:

для колеса: N₂ = 573ω₂L_h,

N₁=48,26∙10⁷ циклов;

для шестерни: N₁ = N₂∙u_зп,

N₂=10, 72∙10⁷ циклов.

Число циклов перемены напряжений N_Н0, соответствующее пределу выносливости, находим по табл. 3.3 [3] интерполированием:

N_Н01 = 25∙10⁶ циклов;

N_Н02 = 25∙10⁶ циклов.

Так как N₁>N_Н01 и N₂>N_Н02, то коэффициенты долговечности К_НL1 = 1 и

К_HL2 = 1.

Так как N₁>N_Н01 и N₂>N_Н02, то коэффициенты долговечности К_НL1 = 1 и К_HL2 = 1.

Определяем допускаемое контактное напряжение [σ]_Н0, соответствующее числу циклов перемены напряжений N_Н0 [3]

для шестерни:

[σ]_Н01=1,8HВ_1ср+67

[σ]_Н01= 1,8∙285,5+67=580,9 Н/мм²;

для колеса:

[σ]_Н02=1,8HВ_2ср+67

[σ]_Н02= 1,8∙248,5+67=514,3 Н/мм².

Определяем допускаемое контактное напряжение:

для шестерни:

[σ]_Н1=К_HL1∙[σ]_{Н01 }