Выбор подходящего электродвигателя, определение передаточного отношения червячной передачи, мощности, частоты вращения и крутящий момент на валах редуктора

1 Кинематический расчёт привода

1.1 Общий коэффициент полезного действия привода

Определяем общий коэффициент полезного действия привода по формуле:

                        

где =0,99 – коэффициент полезного действия муфты;

       η_{червяч.} = 0,85 - коэффициент полезного действия редуктора;

       η_отк. = 0,98- коэффициент полезного действия открытой зубчатой передачи; (табл. 1. [1])

1.2 Расчётная мощность электродвигателя

Определяем расчетную мощность электродвигателя:

где Р₃-мощность на ведомом валу.

кВт

Выбираем стандартный электродвигатель из условия Р_ном  P_{дв.расч} и записываем его характеристики в таблицу 1.1

Таблица 1.1 - Технические данные асинхронного двигателя

Тип двигателя	Номинальная мощность Рном, кВт	Асинхронная частота вращения nдв.ас, об/мин-1	Диаметр выходного конца вала dдв, мм
4А132М8У3	5,5	720	38

1.3 Общее передаточное число привода

Вычисляем общее передаточное число привода:

где u _об - общее передаточное число привода;

      n_дв.ас - асинхронная частота вращения двигателя;

      n₃- частота вращения ведомого вала.

1.4 Передаточное число открытой передачи

Принимаем стандартную величину передаточного числа редуктора и

определяем передаточное число открытой передачи:

где u _от- передаточное число открытой передачи;

      u _ред- передаточное число редуктора.

Передаточное число редуктора должно быть больше передаточного чис-

ла открытой передачи, чтобы ее габариты не были выше габаритов редуктора.

u_ред = 20

1.5 Частота вращения валов

Определяем частоту вращения валов:

 об /мин

об/мин

 об/мин

1.6 Угловая скорость валов

Вычисляем угловую скорость валов:

 ,

где n₁ = n_дв.ас. = 720 об/мин,

где U_| = U_ред = 20,

 

где U_|| = U_отк = 3,28,

1.7 Мощность на валах

Находим мощность на валах:

кВт

где  η₁ = η_ред = 0,85;

. кВт

где η₂ = η_зуб = 0,93;

 кВт

Найденные величины n₃ и P₃ сравниваем с исходными.

n₃ = n_3исх = 11 об/мин;

P₃ = P_3исх = 4,3 кВт

1.8 Крутящие моменты на валах

Определяем крутящие моменты на валах:

Составляем сводную таблицу параметров привода

Таблица 1.2 - Параметры привода

Номер вала	Частота вращения, об/мин	Угловая скорость, рад/с	Крутящий момент,	Мощность, кВт	Передаточное число	КПД
1	720	75,36	72,15	5,44	20	0,85
2	36	3,76	1226,5	4,62
3	11	1,14	3764,3	4,3	3,28	0,93

2 Выбор материалов для червячной передачи.

2.1 Вычисляем скорость скольжения:

V_s =  n_1*0,45 _* 10^-3 _*  ,

V_s =  720_*0,45 _* 10^-3 _*  =3,4 м/с.

        2.2 Выбираем материал венца червячного колеса и червяка:

        Группа материалов – 2;

      материал червяка - сталь 45:

      твердость – НВ = 270 МПа;

      термообработка – улучшение + закалка;

      материал венца колеса – БрА10Ж4Н4:

      предел прочности σ_B= 700 МПа.

      предел текучести σ_Т = 460 МПа; (табл. 5. [1]).

        2.3 Рассчитываем допускаемые контактные напряжения [σ_н] для червячного колеса:

[σ_н]₂ =250-25* V_s,

[σ_н]₂ =250-25*3,4=165 МПа.

2.4 Рассчитываем допускаемые изгибные напряжения [σ_F] для червячного колеса:

[σ_F]₂=(0,08σ_В + 0,25σ_Т)* K_FL

 

     где K_FL – коэффициент долговечности при расчёте на изгибную прочность

K_FL =

                     где N  - число циклов нагружения

N=60*n₂*L_h,,

 

        где L_{h -}  срок службы передачи

L_h= 365*K_год*24*К_сут*Т;

L_h= 365*0,4_год*24*0,35_сут*4= 4905 ч;

N= 60*36*4905 = 10594800.

        Получаем допускаемые напряжения изгиба:

[σ_F]₂=(0,08*700 + 0,25*460)= 169,3 МПа.

2.5 Выбор материалов для цилиндрической прямозубой передачи.

2.6 Выбираем материал для зубчатых колес с прямыми зубьями :

             Шестерня – сталь 45

         D_загот.- любой.

         Термическая обработка – улучшение.

         HB₁=215

       Колесо – сталь 45

         D_загот.- любой.

         Термическая обработка – нормализация.

         HB₂=190; (табл. 4. [1]).

                     2.7 Допускаемые контактные напряжения:

         где   - 2HB+70 - длительный предел контактной выносливости;

                 = 1,1 – коэффициент безопасности;

                 = 1 – коэффициент долговечности.

                 Расчет контактные напряжения:

           для щестерни: Мпа

           для колеса: Мпа

       принимаем для дальнейших расчетов передачи = 409 Мпа.

2.8 Допускаемые изгибные напряжения:

       где  - длительный предел изгибной выносливости;

              = 1,75 – коэффициент безопасности;

              = 1 – коэффициент долговечности.

           для щестерни:  МПа

            для колеса:  МПа

3 Расчет закрытой червячной передачи

3.1 Число заходов червяка, число зубьев колеса

U_ред = 20;

Выбираем число заходов червяка:

z₁=2; (табл. 1.20. [2]).

Выбираем число зубьев червячного колеса:

z₂ = z₁ * U_ред;

z₂ = 2 * 20 = 40.

3.2 Передаточное число

Уточняем передаточное число:

;

.

Отклонение от заданного  передаточного числа 0%.

3.3 Коэффициент диаметра червяка