Силовой привод. Редуктор.

передаточное число быстроходной передачи;   - передаточное число тихоходной передачи.

Для определения оптимального варианта передаточного отношения на тихоходном и быстроходном валах рассмотрим три варианта:

1)

2)

3)

1.3 Определение частот вращения, крутящих моментов и мощностей на валах

Мощность на промежуточном валу определяется по формуле

 кВт                                               

Мощность на быстроходном валунаходим по формуле

 кВт

Определяем мощность двигателя

 кВт

Принимаем  Р^Д = 5.5  кВт

Определим частоты вращения каждого вала n_i:

На тихоходном валу:

n^Т= 25 об/мин (из технического задания)

На промежуточном валу:

                             

На быстроходном валу:

                                

Двигателя:

                             

Будем производить по три варианта вычислений с учётом трёх вариантов вычисленных нами передаточных отношений:

1) ;

;

.

2) ;

;

.

3) ;

;

Определим вращательные моменты на валах:

Общая формула определения вращательного момента на валу:

,                                                

где                      

На тихоходном валу:

На промежуточном валу:

где

На быстроходном валу:

где

Двигателя:

где

Аналогично частотам вращения рассчитаем три варианта:

1) На промежуточном валу:

На быстроходном валу:

Двигателя:

2) На промежуточном валу:

На быстроходном валу:

Двигателя:

3) На промежуточном валу:

На быстроходном валу:

Двигателя:

Таким образом, получены значения частот вращения, мощностей и крутящих моментов и передаточных отношений на всех вала редуктора, значения которых приведены в таблицах 2, 3, 4.

Таблица 2

1.4 Результаты энерго-кинематического расчёта (вариант 1)

Вал	I	T,	n, об/мин	Р, кВт
Д	2	41.74	965	5.5
Б		78,5	481,8	3,76
	4,39
Пр		327,2	109,75	3,96
	4,39
Т		1350	25	8,792

Таблица 3

Результаты энерго-кинематического расчёта (вариант 2)

Вал	I	T,	n, об/мин	Р, кВт
Д	2	41.7	965	5.5
Б		78.46	482,2	3,76
	5,27
Пр		392,5	91,5	3,96
	3,66
Т		1350	25	8,792

Таблица 4

Результаты энерго-кинематического расчёта (вариант 3)

Вал	I	T,	n, об/мин	Р, кВт
Д	2	41.66	965	5.5
Б		78.41	482,78	3,76
	6,15
Пр		457,4	78,5	3,96
	3,14
Т		1350	25	8,792

Запишем формулу для нахождения межосевого расстояния на быстроходной ступени:

Где  мм

мм

Таким образом получаем:

2. Проектирование механических передач

2.1 Обоснование выбора параметров зубчатых передач

Задачей данного раздела является выбор критерия работоспособности зубчатой передачи и заполнение бланка для расчёта зубчатых передач на компьютере.

Зубчатую передачу принято считать работоспособной, если она удовлетворяет следующим условиям:

1. контактная выносливость:

                                            (2.1)

2. статическая контактная прочность:

                                             (2.2)

3. изгибная выносливость зубьев шестерни, колеса:

                                            (2.3)

4. статическая изломная прочность зубьев шестерни и колеса:

                                          (2.4)

Расчёт по условию (2.1) производится на предотвращение выкрашивания рабочих поверхностей зубьев, косвенно к этим расчетам учитываются не допустимые заедания и чрезмерные изнашивания передач.

Расчёт по условию (2.2) производится на недопустимость пластического обмятия профилей при кратковременных перегрузках передач.

Расчёт по условию (2.3) производится на предотвращение усталостной поломки зубьев.

Расчёт по условию (2.4) производится на предотвращение их статической поломки при перегрузках передачи.

Основным видом разрушения закрытой зубчатой передачи является усталостное выкрашивание, то расчёт будем вести по условию (2.1).

Минимальное межосевое расстояние в общем виде записывается формулой:

                                  

где i_Б – передаточное отношение;

Ω_н =6470 – константа для косозубых передач;

- межосевое расстояние;

- коэффициент нагрузки;

- относительная ширина венца и делительного диаметра шестерни;

- момент вращения на шестерне;

- допускаемое контактное напряжение, МПа.

                                                                    

Все данные выбираются из таблиц.

                                                                 

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьев;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

- динамический коэффициент;

Коэффициент нагрузки определяем в зависимости от окружной скорости и степени точности их изготовления.

Допускаемое контактное напряжение определяется в зависимости от твердости материала, с учётом нестационарности режима нагружения.

                    

где - допустимый коэффициент безопасности конструкции;

HB – твёрдость материала зубьев по Бринеллю;

- коэффициент долговечности при расчёте на контактную выносливость.

Твёрдость шестерни должна быть на двадцать, тридцать единиц больше твёрдости зубчатого колеса:

                                        

Допускаемое контакное напряжение:

                        

На основании выше изложенного  заполняем таблицу «исходные данные для расчета зубчатой передачи».

2.2.Основы методики расчёта двухступенчатого редуктора

Задачей раздела является описание последовательности расчета двухступенчатого редуктора, который производится в следующем порядке:

1. вводим по 20 параметров для тихоходной и быстроходной передачи;

2. находим на распечатке межосевое расстояние  ;

3. рассчитываем  межосевое расстояние ;

4. записываем в бланк значение , анализируем и выбираем для дальнейшего расчета один вариант.

2.3.Методика расчёта клиноременной передачи.

Основной причиной выхода из строя клиноременной передачи является усталостное разрушение в виде расслоений, трещин, надрывов и срыва оберточной ткани