Кинематический расчет привода. Подбор электродвигателя. Коэффициент полезного действия (КПД) привода. Определение передаточных чисел привода

ВВЕДЕНИЕ

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

В данной работе нам необходимо будет спроектировать цилиндрический одноступенчатый редуктор, а так же привод цепного транспортера.

1. Кинематический расчет привода.

1.1 Подбор электродвигателя [2, стр.5]:

Потребляемую мощность (кВт) привода (мощность на выходе) Р_в определяют по формуле:

,

.

Тогда требуемая мощность электродвигателя:

, где η_общ – коэффициент полезного действия (КПД) привода.

Определяем КПД привода [2,стр.5]:

h_об =h_м·h_з×h³_п ×η_цеп

h_м - КПД муфты, h_м=0,98;

h_з -КПД зубчатой передачи, h_з=0,97;

h_п - КПД  подшипников,h_п=0,99;

η_цеп – КПД цепной передачи, η_цеп=0,93;

Определяем требуемую мощность на валу электродвигателя:

Требуемая частота вращения вала электродвигателя:

,

Частота вращения приводного вала, мин^-1 [2, c. 5]:

Определяем требуемую частоту вращения вала электродвигателя:

.

По табл. 24.9 [1] подбираем электродвигатель с требуемой мощностью Р_э.тр = 4,19 Вт и частотой вращения ротора n’_дв = 866,25 мин^-1. Указанным условиям удовлетворяет двигатель серии : АИР 132М8/720 с мощностью P = 5,5 кВт, асинхронной (номинальной) частотой вращения n = 720 мин^-1.

1.2 Определение передаточных чисел привода [2,стр. 6].

После окончательного определения частоты вращения вала двигателя определяют общее передаточное число привода.

Общее передаточное число также определяется по формуле:

 U_цеп=2,5;

1.3 Определение вращающих моментов на валах:

Вращающий момент на валу электродвигателя:

Вращающий момент на быстроходном валу, Н·м:

Вращающий момент на тихоходном валу, Н·м:

Вращающий момент на приводном валу, Н·м:

2. Расчёт цилиндрической передачи.

2.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений:

Назначаем для зубчатых колёс Сталь 45 с термообработкой улучшение.

Твёрдость зубьев на поверхности

а) шестерни: 269…302 НВ,

б) колеса: 235…268 НВ,

Принимаем для шестерни – 285,5 НВ, для колеса – 251,5 НВ.

2.2 Допускаемые контактные напряжения:

Допускаемые контактные напряжения  при расчетах на прочность определяются:

- предел выносливости для углеродистых и легированных сталей, определяется по таблице [2,стр. 9, таблица 5]

=2НВср+70=2∙285,5+70=641МПа,

=1,75НВср=1,75∙285,5=499,63МПа,

Величина Zн – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи:

 , где Nнlim – базовое число циклов, определяется в зависимости от средней твердости поверхности зубьев по таблице [2, стр.9, таблица 6]

Nнlim(для шестерни)=25млн. циклов   

Nнlim(для колеса)=17млн. циклов       

Величина Nk- расчетное число циклов перемены напряжений за весь срок службы:  Nk=60·n·с·L_h, где n – частота вращения мин^-1 , с- число зацеплений зуба шестерни или колеса за один оборот (с=1), L_h =18000– ресурс передачи:

 циклов

           

Sн – минимальный коэффициент запаса прочности[2,стр.10];

Sн_a=1,1          

Для шестерни:

;

 принимаем Z_N1= Z_N2=1.

Для колеса:

Проверка:   ;

Для данной цилиндрической передачи условие выполняется.

2.3 Допускаемые напряжения изгиба[2,стр. 10]:

 , где                                                             

Y_A- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, Y_A=1(при одностороннем приложении нагрузки)

S_F- коэффициент запаса прочности , S_F=1,7

Y_N-коэффициент долговечности(1≤Y_N≤4):

Y_Nа =1, т.к.  Nк_a>N_{Flim a}

Для шестерни:

Для колеса:

3.Расчёт цилиндрической зубчатой передачи.

3.1 Предварительное значение межосевого расстояния:

,[1] где К- коэффициент межосевого расстояния для шевронных колёс равен 43.

Ψ_а – коэффициент ширины, принимают в зависимость от положения колёс относительно опор, для шевронных колёс Ψ_а=0,4.

К_нβ – коэффициент концентрации нагрузки. Если скорость колеса меньше 15 м/с, то зубья колёс полностью прирабатываются и К_нβ=1,0.

, по таблице стандартов принимаем межосевое расстояние равным 120 мм.

      3.2 Предварительные основные размеры колеса.

Делительный диаметр колеса:

  ;        

Ширина колеса:

 

для шевронных колёс ширина определяется по формуле: b₁=b₂+1,5∙m =48+1,5∙1,5=50,25мм.

3.3 Модуль передачи.

Сначала принимают коэффициент модуля К_m, для шевронных колёс равный 5,2.

Предварительно модуль передачи:  

подставляется наименьшее из двух вышеуказанных.

, по таблице принимаем модуль m=1,5 (мм) – первый ряд.

       3.4 Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев

Минимальный угол наклона зубьев шевронных колес: . 

Суммарное число зубьев:                                                     

Действительное значение угла наклона зуба:

; 

        3.5 Число зубьев шестерни и колеса:

- для шестерни:

                            

- для колеса:

        3.6 Фактическое передаточное число:

  

                                                              

Отклонение от заданного передаточного числа определяется по формуле:

   расхождение меньше 4% является допустимым.

3.7 Размеры колёс:

Делительный диаметр шестерни:

      

- колеса внешнего зацепления:

        3.8 Диаметры окружностей вершин d_a и впадин зубьев d_f:

Для шестерни:         

  

Для колеса:              

Шевронные зубчатые колёса отличаются от других цилиндрических колёс большей шириной. Наиболее часто шевронные колёса изготавливают с канавкой по середине, предназначенной для выхода фрезы, нарезающей зубья. Ширину канавки (а) определяют по диаметру фрезы в зависимости от модуля. Если m ≤ 2, то (а) принимаем равной 32 мм.

Дополнительные расчёты для шевронного колеса:

h - высота канавки.

Ширина шестерни:  c учётом особенности колес: для определения ширины колеса используем соотношение: .

 3.9 Силы в зацеплении:

Окружная сила

; 

Радиальная сила:

, где α=20⁰,tgα=0,364:                                     Осевая сила:

,     

3.10 Расчетное напряжение изгиба в зубьях.

, где                                                    

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, принимают по условию:   

,

 коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев, ,

 

 - коэффициент определяется в зависимости от β и от степени точности, 1.

 - при твёрдости зубьевНВ более 350 коэффициент определяется:

, S – индекс схемы, равен 8.

 - коэффициент ширины.

, для точного определения коэффициента определяем скорость колеса