Определение мощности электродвигателя. Конструирование и расчет цилиндрической зубчатой передачи

1. Выбор электродвигателя

Используя график нагрузки (рис. 1) определим мощность электродвигателя по формуле:

где  – крутящий момент на тихоходном валу редуктора, Н×м;  – угловая скорость выходного вала редуктора, с^–1;  – КПД редуктора.

, где Т – крутящий момент звездочек транспортера, Н×м;  – коэффициенты, учитывающие режим нагрузки ректора (см. рис. 1).

, где F = 3000 Н – окружное усилие двух звездочек;  – диаметр барабана звездочек, м.

, где  = 125 мм – шаг зубьев звездочек;  = 9 – число зубьев звездочки.

366 мм.

, где V = 0,75 м/с – линейная скорость движения транспортера.

 = 4,1 с^-1;

, где  – КПД одной кинематической пары.

, где  – КПД кинематической пары соответственно муфты, подшипников, зубчатого соединения конического и цилиндрического.

0,89.

Тогда:

 549 Н×м;

334 Н×м;

= 1539 Вт.

Определим частоту вращения вала электродвигателя:

n_вх = n_вых × u,

где u = u_быстр × u_тих;

= 39,2 мин^-1.

Из таблицы 1.2 [1] выбираем передаточные отношения тихоходной и быстроходной передачи:

u_тих = (2,5…5); u_быстр = (3,15…5);

n_вх = n_вых × u = 39,2 × (2,5…5) × (3,15…5) = 309…980 об/мин.

Исходя из мощности ориентировочных значений частот используя [1] выбираем электродвигатель фланцевый закрытый обдуваемый единой серии 4А 100L8/700. Мощность Р_эл = 1,5 кВт; синхронная частота равна 750 об/мин; скольжение 7 %; отношение величины пускового и номинального вращающих моментов – 1,6. Тогда номинальная частота вращения двигателя  750 – 70 = 680 об/мин.

Определим общие передаточные числа привода и разобьем его между ступенями.

Определим действительное фактическое передаточное число:

1.2. Разбивка общего передаточного отношения привода.

Определение крутящего момента на валах

Разбиваем передаточное число по ступеням u_д = u_ред = 17,86.

Используя таблицу 1.3 [1] определим:

u_быстр = u_ред/u_тих;

u_тих = 1,1  = 1,1  = 4,65.

Принимаем u_тих= 4,5.

          u_быстр = 17,86/4,5 = 3,97;Принимаем u_быстр= 4,0.

Определяем кинематические и силовые параметры отдельных валов привода (рис. 2):

I вал:

частота вращения: n₁= n_дв = 700 об/мин;

окружная скорость: w₁ = w_дв = p × n_дв/30 = 3,14×700/30 =73,3 рад/с;

мощность: Р₁ = Р_дв = 1,5 кВт;

вращающий момент: Т₁ = Т_дв = Р_дв/w_дв = 1500/73,3 = 20,5 Н×м.

II вал:

частота вращения: n₂ = n₁ = n_дв = 700 об/мин;

окружная скорость: w₂ = w₁ = 73,3 рад/с;

мощность: Р₂ = Р₁ × h_муфты × h_п = 1,5 × 0,99 × 0,99 = 1,47 кВт;

вращающий момент: Т₂ = Т₃ / h_муфты × u_м = 127/4×0.96=33 Н×м.

III вал:

частота вращения : n₃= n₂/u_быстр = 700 / 4 = 175 об/мин;

окружная скорость: w₁ = p×n₃/30 = 3,14×170/30 = 18,32 рад/с; мощность: Р₃ = Р₂ × h_зк × h_п = 1,47 × 0,96 × 0,99 = 1,397 кВт;

вращающий момент: Т₃ = Т₄/ h_зк× u_быстр =549/ 0,96 × 4,0 = 127 Н×м.

IV вал:

частота вращения: n₄= n₃/u_тих = 175/4,5 = 39 об/мин;

окружная скорость: w₄ = p×n₄/30 = 3,14×39/30 = 4,1 рад/с;

мощность: Р₄ = Р₃ × h_зц × h_п = 1,397 × 0,98 × 0,99 = 1,3554 кВт;

вращающий момент: Т₄ =F×D_зв/ 2 = 3×0,366×10³/ 2= 549 Н×м.

V вал:

частота вращения: n₅ = n₄ = 39 об/мин;

окружная скорость: w₅ =w₄ = 4,1 рад/с;

мощность: Р₅ = Р₄ × h_муфты = 1,3554 × 0,99 = 1,342 кВт;

вращающий момент: Т₅ =Т₄ / h_муфты= 549/ 0,99 =555 Н×м.

Все полученные данные сводим в таблицу 1.

Таблица 1.

2.  КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ

 ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1. Выбор материала и определение допустимых напряжений

Материалы для изготовления зубчатых колес выбираем исходя из рекомендаций [1]. Для шестерни – сталь 40Х, термическая обработка – улучшение и закалка ТВЧ, твердость НRC 48; для колеса – сталь 40Х, термическая обработка – улучшение и закалка ТВЧ, но твердость на 1 единицу ниже – НRC 47.

Определим допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба отдельно для колеса  и  и шестерни  и .

Предварительно определим среднюю твердость колес:

НRC_ср = 0,5 × (НRC_min + НRC_max) = 0,5 × (48 + 47) = 47.5 (HB_ср 450).

Базовые числа циклов нагружений:

При расчете на контактную прочность , при расчете на изгиб  = 4 × 10⁶.

91125000.

Действительные числа циклов перемены нагружений:

для колеса ;

для шестерни , где  – частота вращения колеса, об/мин;  – время работы передачи, ч;  – передаточное число ступени.

, где  – соответственно число лет работы передачи и коэффициенты использования передачи в течение года и суток.

10161,6 ч.

 23778144× 4,5 = 107001648.

23778144.

Коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям:

.

При термической обработке улучшение  = 1,8.

1,8;

1,8.

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб:

, где m – показатель степени в уравнении кривой усталости; m = 9 при термической обработке закалка.

При термической обработке улучшение  = 1,63.

= 1,63;

= 1,63.

Значения  и , соответствующие базовым числам  и  принимаем по справочнику