Кинематический расчет привода (тяговое усилие - 2,5 кH, скорость ленты - 1,95 м/с, диаметр барабана - 200 мм)

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Находим общий КПД привода:

- η_рем=0,96¸0,98 – КПД открытой плоскоременной передачи, принимаем η_рем=0,97;

- η_зуб=0,97¸0,98 – КПД закрытой зубчатой передачи с цилиндрическими  колесами, принимаем η_зуб=0,97;

- η_м=0,98– КПД муфты;

- η_под³= 0,99³  - КПД подшипников качения, в приводе четыре  пары  подшипников качения.

Общий КПД рассчитываем по формуле:

η_общ= η_рем∙η_ред∙η_м∙η_под=0,97∙0,95∙0,98∙0,99=0,895

η_ред= η_зуб∙η_под²=0,97∙0,99²=0,95.

1.2. Мощность на приводном валу:

N₃=Ft∙v=2500∙1,95=4875 Вт= 4,875 кВт.

1.3. Требуемая мощность электродвигателя:

N_треб=5,447 кВт.

По табл. П3 [1] выбираем асинхронный электродвигатель серии 4А, исполнение закрытое обдуваемое 4А112М4УЗ по ГОСТ 19523, для которого N_дв.=5,5 кВт; n_дв.=1445 об/мин.

1.4. Частота вращения приводного вала:

об/мин.

1.5. Общее передаточное отношение передачи:

u_общ=.

1.6. Разбиваем общее передаточное отношение передачи на частные значения передаточных чисел для передач, входящих в привод.

Передаточное отношение плоскоременной передачи равно u₁=2-4.

Передаточное отношение зубчатой передачи с цилиндрическими колесами u₂=3-6, принимаем u₂=3,15.

u₂=

1.7. Определяем угловые скорости и частоты вращения валов привода:

1.9. Определяем крутящие моменты на валах привода:

М₃=257,68 Н×м;

М₂=86 Н×м;

М₁=36 Н×м.

Данные расчетов сводим в таблицу 1.

Таблица 1

2. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО ОДНОСТУПЕНЧАТОГО ПРЯМОЗУБОГО РЕДУКТОРА (u₂=3,15)

2.1 Материалы для шестерни и колеса. Желая получить небольшие габариты редуктора, выбираем для изготовления шестерни и колеса сравнительно недорогую сталь 40Х с термообработкой – улучшение. По табл. 6.4[2] принимаем для шестерни:  МПа, среднюю твёрдость HB₁ 272; для колеса:  МПа, среднюю твёрдость HB₂ 228. При этом обеспечивается приработка зубьев [2, см. с. 91].

2.2  По табл. 6.6[2] интерполированием находим базовое число циклов перемены напряжений для шестерни  и для колеса . Рекомендуется .

Число циклов нагружения зубьев [2, формула 6.15]:

шестерни       572,4×61,48×10×365×0,7×24×0,35=755,27×10⁶;

колеса             .

Подставив в формулы 6.14  и 6.18[2] значения  и , получим ; .

2.3  По табл. 6.5[2] предел контактной выносливости для материала колеса:

 МПа = 526 МПа.

По табл. 6.7[2] пределы изгибной выносливости:

для материала шестерни      МПа = 490 МПа;

для материала колеса                       МПа = 410 МПа.

2.4  Допускаемое контактное напряжение для материала колеса [2, формула 6.13]:

 МПа = 245 МПа, где S_H = 1,1 [2, см. с.94];

2.5  Допускаемые напряжения изгиба [2, формула 6.17] для шестерни и колеса:

 МПа = 245 МПа,

 МПа = 205 МПа, где S_F = 2 [2, см. с. 96]

2.6 По табл. 6.9[2] при симметричном расположении шестерни относительно опор и постоянной нагрузке  тогда ; принимаем y_ba=0,63 [2, см. с.108]. По табл. 6.11[2]  По табл. 6.10[2]

2.7  Межосевое расстояние передачи [2, формула 6.33]:

По СТ СЭВ 229 – 75 принимаем = 125 мм (см. с. 108).

2.8  Модуль зубьев [2, см. рекомендации на с. 109] m = (0,01 – 0,02) = (0,01-0,02)×125=1,25-2,5 мм.

По ГОСТ 9563 – 60 [2, табл. 6.1] принимаем m = 2 мм.

2.9  Суммарное число зубьев [2, формула6.25.]

Числа зубьев шестерни и колеса:

          125-30=95.

2.10  Основные геометрические размеры передачи:

- диаметры делительных окружностей:

30×2 =60 мм;

95×2=190 мм;

- фактическое межосевое расстояние:

(60+190)/2 =125 мм;

- диаметры окружностей вершин:

60+2×2=64 мм;

190+2×2=194 мм.

- ширина венца:

колеса       0,63×125=78,75 мм, принимаем b₂=80 мм. шестерни =80+5 =85 мм.

2.11 Окружная скорость зубчатых колёс:

=1,84 м/с.

По табл. 6.2[2] принимаем 9-ю степень точности изготовления зубчатых колёс.

2.12  Окружная сила:

=2867 Н.

2.13  Принимаем коэффициенты динамической нагрузки:

- при расчёте на контактную прочность  [2, см. с. 107];

- при расчёте на изгибную прочность  [2, см. с. 102].

2.14  Расчётное контактное напряжение [2, формула 6.32.]: