Выбор электродвигателя и кинематических параметров привода. Требуемая мощность электродвигателя. Частота вращения тихоходного вала редуктора

Страницы работы

19 страниц (Word-файл)

Фрагмент текста работы

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И

КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ПРИВОДА

Требуемая мощность электродвигателя [1, с. 23]

Ртр = F · V / hо

где  V, м · с-1 ;   F, кН;   Ртр, кВт; hо -  КПД привода

hо = hк · hц · hп4

hк = 0,96 – КПД конической зубчатой передачи;

hц = 0,97 – КПД цилиндрической зубчатой передачи;

hп = 0,99 – КПД одной  пары подшипников качения;

hо = 0,96 · 0,97 · 0,99 4 = 0,8945

Ртр= 10*1/0,8945 = 11 кВт

Частота вращения тихоходного вала редуктора равна частоте вращения вала барабана:

Выбираем асинхронный электродвигатель серии 160S6 N=11 кВт с nс=1000 об/мин, скольжением S = 2,7 %. Частота вращения вала электродвигателя:

nдв = nб * uпр.max =954 об/мин

Требуемое передаточное отношение редуктора:

                                                          

Uр = 20 ;    Uб = U1 = 4;      Uт = U2 = 5

Частота вращения валов

n1= 973 об/мин

n2= n1 / U1 = 973/4 = 243,2 об/мин

n3 = n2 / U2 = 243,2/5 = 48,7 об/мин

Мощности и крутящие моменты, передаваемые валами:

Р1 = Ртр = 11 кВт

Р2 = Р1 · hк · hп = 11 · 0,96 · 0,99 = 10,67 кВт

Р3 = Р2 · hк · hп  = 10,67 · 0,96  · 0,99 = 10,35 кВт

Т1 = 9550 · Р1 / n1 = 9550 · 11/973 = 108 Н·м

Т2  = 9550 · Р2 / n2 = 9550 · 10,67/243,2 = 419 Н·м

Т3  = 9550 · Р3 / n3 = 9550 · 10,35/48,7 = 2029,6 Н·м

2. РАСЧЕТ КОНИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ  

БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ

2.1. Выбор материалов и допускаемые напряжения.

Выбираем для шестерни сталь 40Х  с термообработкой улучшение, а для колеса  - сталь 45.  Их механические характеристики определяем по табл.1[3]. Для шестерни твердость поверхности зуба НВ1  - 269 … 302 ,δ=780, Nho = 23.5;  для колеса принимаем вид термообработки – улучшение, тогда НВ2  - 235… 262   δ=700, Nho = 16.8.

Допускаемые контактные напряжения

                     (1)

где  j = 1 для шестерни и j = 2 для колеса,  - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений, определяется в зависимости от марки стали и ее химико-термической обработки по табл. 2; KHLj – коэффициент долговечности; SH = 1,1 для колес с однородной структурой материала, SH=1,2 - при поверхностном упрочнении зубьев.

Для шестерни SH1 = 1,2;  для колеса SH1 = 1,1. Предел контактной выносливости для шестерни:

sH  Lim b1 =(2*HB1ср + 70)= 2*285.5+70=641 МПа для колеса:

sH  Lim b2 = (2*HВ2ср  + 70) = 2 · 248.5 + 70 =567 МПа

Коэффициент долговечности равен 

где    NHE j – эквивалентное число циклов напряжений;

NHO j – базовое число циклов, определяемое в зависимости от твердости по Бринелю или Роквеллу,

- коэффициент режима работы,

Принимаю для зубчатой передачи допускаемое напряжение  Мпа

Допускаемые напряжения изгиба

Пределы изгибной выносливости зубьев:

Коэффициенты безопасности при изгибе :

- коэффициент эквивалентности, 

- базовое число циклов при изгибе,

 

Принимаю

 

Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки, для нереверсивного привода

2.2 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ РАЗМЕРОВ ПЕРЕДАЧ

При проектном расчете конической зубчатой передачи в качестве ее основного геометрического параметра определяют ориентировочно внешний делительный диаметр колеса из условия обеспечения контактной выносливости рабочего профиля зуба колеса по формуле:

=1,2 – ориентировочное значение коэффициента нагрузки;

qн  - коэффициент, учитывающий вид конической передачи.

Величину qн  для конических колес с прямыми зубьями принимают равной qн = 0,85; 

Ориентировочно определяем число зубьев колеса  [5, с.4]

me=1,36*105*108*4/3552*309,53*0,85=1,77 мм

Принимаем модуль me=2мм

Z2=de2/me=355/2=177,5

Z1=Z2/u=44,25

Округляем Z1=44 и  Z2 = 177.

Вычисляем с точностью до четвертого знака после запятой фактическое значение передаточного числа

Uф1=Z2/Z1=4,022

его  отличие от номинального передаточного числа равно:

de2= Z2*me=177*2=354мм

de1= Z1*me=44*2=88мм

Определяем углы делительных конусов с точностью не ниже 1² [5,с.5].

Для выравнивания удельных скольжений в зацеплении шестерню рекомендуется выполнять с положительным радиальным смещением, а колесо с равным ему по абсолютной величине отрицательным смещением

Здесь bm  - угол наклона зуба. обычно угол bm  выбирают кратным 5°.

Определяем внешнее конусное расстояние [5, с.5]                        

Re=de1/2sinδ1=182,57 мм

Ширина шестерни и колеса

b1’ = b2’ = y’br · R’e = 0,285 · 182,6 = 52,033 мм

Округляем b’1 и b’2’ до ближайшего значения из ряда Rа 40 [1, c. 127]  по табл. 9;

b1 = b2 = 53 мм

Уточняем  значение коэффициента ширины зубчатого венца:

y br’ = b2 / Re = 53 / 182,57 = 0,29

Определяем средний диаметр шестерни:

354 · (1-0,5 · 0,285) / 4,022= 75,227 мм

Вычисляем окружную скорость на среднем диаметре:

V = p · dm1 · n/ (6 ·104 ) = 3,14 · 75,227 · 973 / (6 · 104) = 3,831 м/с

Степень точности конических передач: nст = 7

2.3. Проверочный расчет передачи.

Определяем контактные напряжения  [5, с.6]

 (4)

где KH  = KHb · KHn

KHn  - определяем по табл. 15,1; KHn = 1,187

KHb = 1+0,09*yt*Cп*u3=1,074

При yt=1 (HB≤350)

KH   = 1,187*1,074=1,275

Вычисляем sн  по формуле (4)

515,095 МПа < 660 МПа

Определяем:

= 8,77 %

Допускаются превышения напряжений sн  над  sнр не  более чем на 15%.

Проверяют зубья шестерни и колеса на выносливость по напряжениям изгиба, использую формулы  [5, с.7]

 (5)

q F   = 0,85

Коэффициент нагрузки определяется по формуле:  [5, с. 7]

KF  = KFb · KFn  = 1,359

где ea  - коэффициент перекрытия для передач с круговыми зубьями ea = 1,3;

KFb  = 0,18 + 0,82 *KНb  = 1,061

KFn  находим по выражению:

KFn = 1 + 1,5· (KHn - 1)   = 1,281

Коэффициент формы зуба

где Zjv  - эквивалентное число зубьев, определяется по формуле 

Zjv  =  Z/ (cos dj )

Z1v = Z/ (cos d1 ) = 45,36

Z2v = Z/ (cos d2) = 734,44

Определяем sFпо формуле  (5)

sF= 176,48 · 3,593 / 3,505 = 180,91 < 323,8 МПа

2.4 Определение сил в конической зубчатой передаче

Окружная сила на среднем диаметре:

Ft1 = Ft2 = 2T1 · 103 / dm1 = 2871,31 Н

Fа1 = Ft1 · tgα*sinδ = 252,12 Н

Радиальная сила на шестерне для первого случая:

Fr1 = Ft1 · tgα*cosδ =1014,2 Н

Осевая и радиальная  силы на колесе соответственно равны:

Fа2 = Fr1 = 1014,2 Н        Fr2 = Fа1 = 252,12 Н

3.  РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ  ЗУБЧАТОЙ  ПЕРЕДАЧИ ТИХОХОДНОЙ  СТУПЕНИ

Выбираем для шестерни сталь 45  с термообработкой улучшение, а для колеса  - сталь 40.  Их механические характеристики определяем по табл.1[3]. Для шестерни твердость поверхности зуба НВ1  - 235 … 262 ,δ=780, Nho = 16,8;  для колеса принимаем вид термообработки – улучшение, тогда НВ2  - 192… 228   δ=700, Nho = 11,2.

В этом случае при расчете допускаемых контактных напряжений по формуле (1):

- коэффициент режима работы,

Принимаю =1,0

Принимаю для зубчатой передачи допускаемое напряжение  Мпа

Допускаемые напряжения изгиба:

Пределы изгибной выносливости зубьев:

Коэффициенты безопасности при изгибе :

- коэффициент эквивалентности, 

- базовое число циклов при изгибе,

 

Принимаю

 

Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки, для нереверсивного привода

3.2. Определение  геометрических размеров передачи

yBA – коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию, который выбирают из единого ряда, рекомендованного ГОСТ  2185-66  [7табл. 12] с учетом расположения опор относительно зубчатого венца;

Похожие материалы

Информация о работе