Кінематичний і силовий розрахунок передачі.

1.1. Визначаємо частоту обертання вала робочої машини:

хв^-1 (1.1)

де n₂ – частота обертання вала робочої машини, хв^-1;

w₂ – кутова частота обертання вала робочої машини, с^-1.

1.2. Визначаємо потужність на валу робочої машини:

Вт (1.2)

де Р₂ – потужність на валу робочої машини, Вт;

Т₂ – обертальний момент на валу робочої машини, Н×м;

1.3. Розраховуємо потужність електродвигуна:

кВт (1.3)

де Р₁ – потужність електродвигуна, кВт;

η – ККД одноступінчастого циліндричного редуктора з косими зубцями, (η = 0,96...0,98).

1.4. За даними формули (1.3) і ДСТ 19253-81 вибираємо електродвигун. Найбільш широко в приводах машин використовують асинхронні двигуни трифазного струму єдиної серії 4А.

 

Таблиця 1.1. Двигуни трифазні асинхронні серії 4А. Технічні дані (ГОСТ 19523-81).

Потуж ність Рд, кВт	Тип двигуна	Частота обертання, об/хв.	Потуж ність Рд, кВт	Тип двигуна	Частота обертання, об/хв.
0,75	4A71A2		4,0	4A100S2
4A71B4		4A100L4
4A80A6		4A112MB6
4A90LA8		4A132S8
1,1	4A71B2		5,5	4A100L2
4A80A4		4A112M4
4A80B6		4A132S6
4A90LB8		4A132M8
1,5	4A80A2		7,5	4A112M2
4A80B4		4A132S4
4A90L6		4A132M6
4A100L8		4A160S8
2,2	4A80B2		11,0	4A132M2
4A90L4		4A132M4
4A100L6		4A160S6
4A112MA8		4A160M8
3,0	4A90L2		15,0	4A160S2
4A100S4		4A160S4
4A112MA6		4A160M6
4A112MB8		4A180M8

Номінальні значення передаточних чисел по СТ СЕВ 221-75.

1-й ряд	1.00	1,25	1,60	2,00	2,50	3,15	4,0	5,0	6,3	8,0	10,0	12,5
2-й ряд	1,12	1,40	1,80	2,24	2,80	3,55	4,5	5,6	7,1	9,0	11,2	—

 

Результати вибору електродвигуна наводимо в таблиці 1.1.

Р1, кВт	Рд, кВт	nд, об/хв	n2, об/хв		u СТ СЕВ 221-75
7,6			544,6	5,325	5,6	4,91
	2,681	2,8	4,25
	1,791	1,8	0,50
	1,341	1,4	4,22

 

Остаточно приймаємо електродвигун, для якого передаточне відношення не більше 8, і відхилення фактичного передаточного відношення від номінального мінімальне:

тип 4A160S6

потужність Р_д = 11 кВт

частота обертання вала n_д =975 об/хв.

1.5. Уточнюємо обертальний момент і частоту обертання на швидкохідному й тихохідному валу відповідно до прийнятого електродвигуна.

Швидкохідний вал:

;

;

.

Тихохідний вал:

;

;

.

2. Вибір матеріалу й визначення допустимих напружень [σ_H] й [σ_F].

2.1. Для виготовлення коліс по таблиці 2.1 матеріал приймаємо однієї марки. Різницю твердості матеріалу забезпечуємо методом термічної обробки.

 

Таблиця 2.1. Механічні характеристики деяких марок сталей, що використовуються для виготовлення зубчастих коліс

Марка сталі	HB серцевини	HRC поверхні	sВ, МПа	sТ, МПа	Термічна обробка
	163... 192	—			Нормалізація
	179... 207	—			Нормалізація
	235... 262	—			Поліпшення
40Х	200... 230	—			Нормалізація
40Х	269... 302	—			Поліпшення
40Х	260... 302	45...50			Поліпшення+ТВЧ
35ХМ	235... 262	—			Поліпшення
35ХМ	269... 302	—			Поліпшення
35ХМ	269... 302	48...53			Поліпшення+ТВЧ
40ХН	235... 262	—			Поліпшення
40ХН	269... 302	—			Поліпшення
40ХН	269... 302	48...53			Поліпшення+ТВЧ

 

Таблиця 2.2. Вибір матеріалу

Матеріал	Термообробка	Твердість НВ	sВ, МПа	sТ, МПа
Для шестірні сталь 45Х	Нормалізація	179…207
Для колеса сталь 35Х	Нормалізація	163…192

2.2. Визначаємо допустимі контактні напруження для шестірні й колеса:

Для шестірні: (2.1)

Для колеса: (2.2)

де s_{H lim bi} – базова межа контактної витривалості поверхонь зубців, що відповідає базовому числу циклів напружень [табл. 2.3].

S_H – коефіцієнт безпеки зубчастих коліс [табл. 2.3].

K_HLi – коефіцієнт довговічності [Рис. 2.1].

Таблиця 2.3. Значення й S_Н.

Термообробка	Твердість	, МПа	, МПа	SН
Нормалізація, поліпшення	НВ < 350	2НВ+70	1.35 HB+100	1,1
Об'ємне загартування	HRC 40...50…50	17HRC+100	600-700	1,1
Поверхневе загартування	HRC 40...56…56	17HRC+200	600-900	1,2
Цементація	HRC 54...64…64	23HRC	800-950	1,2

 

Рис. 2.1. Коефіцієнт довговічності.

Коефіцієнт довговічності визначаємо залежно від відношення N_HE/N_HO.

N_HO – базове число циклів напружень у зубцях, N_HE – еквівалентне число циклів напружень.

Для шестірні: (2.3)

Для колеса: (2.4)

Так як НВ₁ – НВ₂ < 100, то за розрахункове [s_Н]_Р приймаємо менше з [s_Н]₁ й [s_Н]₂.

[s_Н]_Р =363,7 МПа

2.3. Визначаємо допустиме напруження згину:

Для шестірні: (2.5)

Для колеса: (2.6)

де s_{Flim bi} – межа витривалості зубців при згині, яка відповідає базовому числу циклів напружень; визначаємо по [табл. 2.3];

K_FL – коефіцієнт довговічності, K_FL = 1;

S_F – коефіцієнт безпеки, S_F =2.