Расчет привода электродвигателя. Расчет быстроходной ступени редуктора

I Расчет привода

1.  Расчет требуемой мощности электродвигателя

,

где  :

- клиноременная передача, равна 0,94…0,96, принимаем =0,95;

- коническая закрытая передача, равна 0,95…0,98, принимаем =0,97.

   [1, т.3]

.

По требуемой мощности выбираем электродвигатель по ГОСТ, причем Р_дв≥Р_тр [1,т4].

Из таблицы  выписываем справочные данные двигателя:

тип – АО2 – 61 – 6

Р_дв=10кВт  -мощность двигателя

n_дв=970об/мин. – число оборотов.

Выбираем диаметр вала двигателя: d_дв=42мм [1,т6].

2.  Расчет мощности на каждом валу привода

Р₁=Р_дв=10кВт – мощность на ведущем валу двигателя;

Р₂=Р₁η_клр=10кВт^,0,95=9,5кВт – мощность на промежуточном валу привода;

Р₃=Р₂η_кз=9,5^.0,97=9,2кВт – мощность на ведомом валу конической закрытой передачи.

3.  Расчет передаточных чисел привода

Передаточное число показывает во сколько раз снижается угловая скорость и частота вращения выходной величины по сравнению с входной.

Общее передаточное отношение:

 ,

где - угловая скорость ведущего вала привода;

n₁=n_дв=970 об/мин – число оборотов ведущего вала привода.

.

Разбиваем передаточное число по ступеням привода:

U_общ=U₁U₂,

где U₁ –  передаточное число клиноременной передачи;

U₂ – передаточное число конической закрытой передачи, равное 4.

Из выражения для U_общ находим U₁:

.

Чтобы соответствовать рекомендуемым значениям: Р_рек=2…4    [1,т7].

4.  Расчет угловых скоростей и числа оборотов каждого вала

w₁=101.5 (1/c) – угловая скорость ведущего вала привода;

 - угловая скорость на ведущем валу плоскоременной передачи;

- угловая скорость на ведомом валу конической закрытой передачи;

- число оборотов ведущего вала привода;

 - число оборотов на ведущем валу плоскоременной передачи;

 - число оборотов на ведомом валу конической закрытой передачи.

5.  Расчет крутящего момента на каждом валу привода

 - крутящий момент ведущего вала привода;

- крутящий момент на ведущем валу клиноременной передачи;

- крутящий момент на ведомом валу конической закрытой передачи.

II Расчет муфты с сегментной шпонкой

Муфта подбирается по ГОСТ по диаметру вала  двигателя: d_дв=42мм. Расчетный крутящий момент:

Т_р=Т₁К_р, Нм,

где К_р – коэффициент режима работы, равный К_р=1,5                           [2,т17.1]

Т_р=1,5^.99=149 (Нм).

Необходимо выполнить условие, что Т_р≤[Т_р].

Выбираем из таблиц:

[Т_р]=280Нм –  допустимый расчетный крутящий момент

D=60мм- диаметр муфты

L=120мм – длина муфты.                                                                           [2,т17.2]

147Нм<280Нм. Условие выполняется.

Размеры шпонки: b×h×d: 10×13×32 (мм),

где b – ширина шпонки, h – высота шпонки, d –диаметр муфты;

Глубина паза вала: t₁=10(мм);

Глубина паза втулки: t₂=3.3(мм);

Расчетная длина: l =31.4(мм).                                                                     [2, т4.2]

1.  Расчет  втулки на кручение:

,

где W_ρ – полярный момент сопротивления:

где .

. Условие выполняется.

- Расчет шпонки на смятие

,

где  ,

 - рабочая длина;

;

Следовательно:

 .

 - Расчет шпонки на срез

,

где ;

А_ср=b^.l=10^.31.4=314мм².

.

Вывод: условия прочности выполняются.

III Расчет быстроходной ступени редуктора.

Данные:

Р₂ = 9,5 кВт - мощность на ведущем валу редуктора,

ω₂ = 50.4 1/с - угловая скорость на ведущем валу редуктора,

Р₃ = 9.2 кВт - мощность на ведомом валу редуктора,

ω₃ = 22,6 1/с - угловая скорость на ведомом валу редуктора,

U_к = 4 - передаточное число конической зубчатой закрытой передачи,

Т₂ = 188 Н·м - крутящей момент на ведущем валу редуктора,

n₂ = 482 об/мин - число оборотов  на ведущим валу редуктора,

Т₃ = 730 Н·м - крутящий момент на ведомом валу редуктора,

n₂ = 120,5 об/мин - число оборотов на ведомом валу редуктора.

Назначаем материал зубчатых колес:

- для шестерни - сталь 45 улучшенная твердостью 230 НВ, для которой допускаемое контактное напряжение [σ_к]₂ = 432 МПа, допускаемое напряжение при изгибе [σ_u]₂ = 303 МПа;    [2, с.185]

- для колеса - сталь 45 нормализованная, твердостью 210 НВ, для которой [σ_к]₃ = 400 МПа, допускаемое напряжение при изгибе [σ_u]₂ = 303 МПа;  [2, с.185]

1) Внешний делительный диаметр большего (ведомого) конического колеса:

 мм

где   Т₃ = 730 10³  Н·мм - крутящий момент на ведомом валу редуктора,

[σ_к]₃ = 400 МПа - допускаемое контактное напряжение колесе,

k_β - коэффициент распределения нагрузки по длине зуба принимаем в зависимости от коэффициента :

  

где Ψ_bd = коэффициент ширины венца зубчатых колес,

назначаем Ψ_ba = 0,4        [1, c.30]

          Ψ_bd =

          Следовательно k_β = 1,3   [2, т.9.11].

         

          2) Назначаем число зубьев шестерни:

          z₂ = 36.

          3) Число зубьев колеса:

          z₃ = z₃ U_к = 36*4 = 144.

            4) Внешний окружной модуль зацепления колес:

          m = d_e3/z₃ = 218.72/144 = 1.518 мм;

          Принимаем по ГОСТ m = 2,25 мм   [1, c.30].

          5) Уточняем значение внешнего делительного диаметра колеса и округляем по ГОСТ:

           d_e3  = m z₃ =2,25*144 = 324, мм

          принимаем по ГОСТ d_e3 = 355   [2, т.9.4].

          6) Основные геометрические параметры конической зубчатой передачи:

          - Конусное расстояние:

          =166.986 мм.

          - Длина зуба (ширина зубчатого венца) шестерни и колеса:

          b = 0.3 R = 0.3*166.986 = 50 мм,

по ГОСТ принимаем b = 52 мм  в зависимости от передаточного числа U_к . [2, т.9.5]

- Внешний делительный диаметр шестерни

d_e2  = m z₂ = 2,25*36 = 81 мм.

          - Углы при вершинах начальных конусов δ, для шестерни угол δ₂ находим из условия:

          ctg δ₂ = U_к, откуда δ₂ = 15,6 град;

для колеса δ₃ = 90⁰-15,6⁰ = 74,4 град;

          - Средний делительный диаметр шестерни:

         

- Средний делительный диаметр колеса:

- Диаметр выступов зубьев

для шестерни d_a2=d_e2+2 m cosδ₂ = 81+2*2.25*cos15.6 = 85.32 мм,

для колеса

- Диаметр впадин зубьев:

,

.

7) Средняя окружная скорость:

  где d₂ = 76.132 мм =76,132 10³ м,

n₂ = 482 об/мин,

      

8) Степень точности передачи.

Принимаем степень точности передачи S в зависимости от окружной скорости V.

S = 9.

9) Проверочный расчет передачи на контактную прочность:

;

  где Т₃ = 730 10³ Н·мм - крутящий момент на ведомом валу редуктора,

d₃ = 270,69, мм - средний делительный диаметр колеса,

b = 52, мм -  длина зуба (ширина зубчатого венца) шестерни и колеса,

k_β =1,3 - коэффициент распределения нагрузки по длине зуба.

Следовательно, условие прочности выполняется.

10) Конструктивные размеры ведомого зубчатого колеса:

- диаметр вала под зубчатым колесом

мм

где Т₃= 730*10³ МПа,

[τ_к]= 25 МПа, - допустимое напряжение при кручении,

принимаем  d = 53 мм.

- длина ступицы колеса:

L_ст = (1,2÷1,5) d = (1,2÷1,5)*53 = (63,6÷79,5) мм,

т.к должно выполняться условие, что L_ст ≥ b, где b =52. выбираем L_ст = 79 мм.

          - диаметр ступицы колеса:

          d_ст = 1,6 d = 1.6*53 = 84,8 мм.

          - толщина зубчатого венца:

          Δ = (2,5÷4) m =  (2,5÷4) 2,25 = (5,6÷9) мм,

 т.к Δ должно быть не менее 10 мм, следовательно принимаем Δ =10 мм.

          - толщина диска:

          С = (0,2÷0,3) b = (10.4÷15.6) мм,

Принимаем С = 15 мм.

          - диаметр расположения облегчающих отверстий принимаем конструктивно:

          D_о = 43 мм.

          - диаметр облегчающих отверстий принимаем конструктивно:

          d_о = 10 мм.

          - количество конструктивных отверстий принимаем конструктивно:

          i = 4.

          - размер фасок выбираем в зависимости от диаметра вала под колесом:

          n = 2 мм.   [2, т.14.7]