Энергокинематический расчет привода

Определяем общее передаточное число привода:

= = =9,2, (2.7)

где -частота вращения вала электродвигателя, -частота вращения ведомого вала редуктора.

Кроме того, значение выражаем через передаточные числа клиноременной передачи u_рп и зубчатой цилиндрической передачи редуктора u_зп, тем самым обеспечиваем условие разбивки общего передаточного числа:

= u_рп u_зп (2.8)

Правильная разбивка общего передаточного числа должна обеспечить компактность проектируемых передач привода и соразмерность их элементов. Для того чтобы передачи имели оптимальные размеры, необходимо придерживаться некоторых средних значений u_рп и u_зп, указанных в п. 2.1, и по возможности не доводить их до наибольших значений. Кроме того, в случае наличия в приводе одноступенчатых редукторов (в рассматриваемом приводе имеется одноступенчатый зубчатый цилиндрический редуктор) предпочтительно с учетом вышеперечисленных рекомендаций назначить передаточное число передачи редуктора из стандартного ряда: 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3. Принимаем для дальнейшего расчета u_зп =2,0.

Тогда с учетом зависимости передаточное число ременной передачи найдем из выражения (2.8):

= = =4,6 мин^-1

Определяем частоты вращения валов привода. В нашем случае при известной частоте вращения вала электрического двигателя n₀=960 мин^-1 частоты вращения ведущего n₁ и ведомого n₂ валов редуктора найдем по следующим зависимостям:

= = =210 мин^{-1 (2.9)}

= =105 мин^{-1 (2.10)}

Для определения вращающих моментов на ведущем Т₁ и ведомом Т₂ валах редуктора, а также на валу электродвигателя Т₀ воспользуемся найденным ранее значением мощности P_ср =2571 Вт. Учитывая особенности компоновки рабочих элементов привода, значения моментов Т₁,Т₂ и Т₀ рассчитаем при помощи следующих зависимостей:

= = =986 Н м (2.11)

_{= = =513Н м (2.12)}

= = =117 Н м (2.13)

Полученные значения энергокинематического расчета сведем в табл. 2.1.

Таблица 2.1

Энергокинематические показатели привода

Выбор материала для зубчатых колес

При расчёте зубчатых колёс редуктора на прочность необходимо предварительно выбрать материалы, из которых будут изготовлены шестерня и колесо, и определить величину допускаемых напряжений для них. Так как при передаче движения зубья шестерни чаще входят в контакт, чем зубья колеса (z₁, < z₂), их твёрдость и прочность должны быть несколько выше, что обеспечит равнопрочность передачи.

Для рассматриваемого варианта выберем низколегированную сталь 40X ГОСТ 4543 – 71. Для шестерни, предполагая, что её диаметр меньше 160 мм, предел прочности σ_В =880 МПа, предел текучести =590МП, твёрдость по Бринеллю НВ =260, термообработка – улучшение. Для зубчатого колеса диаметром больше 180 мм, эти показатели соответственно равны σ_В =830, σ_Т =540 МПа, НВ =245,термообработка – улучшение.