Энергетический и кинематический расчет привода. Определение расчетной мощности привода

1 ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Определение расчетной мощности привода.

Расчетная мощность электродвигателя определяется по формуле ([1], 6.1)

,                                                      (1)

где  – мощность на приводном валу конвейера, кВт;

 – общий КПД привода ([1], 6.2),

                ;                               (2)

 – КПД муфты;   ([1], таблица П2.1);

 – КПД зубчатой передачи редуктора с цилиндрическими колесами;  ([1], таблица П2.1);

 – КПД открытой цепной передачи;   ([1], таблица П2.1);

 – КПД пары подшипников качения;  ([1], таблица П2.1);

1.2  Выбор электродвигателя.

Ориентировочно требуемая частота вращения вала электродвигателя определяется по формуле ([1], 6.3)

,                                         (3)

где  – наименьшее значение передаточного числа открытой передачи привода;  ([1], таблица П2.3);

n – частота вращения на приводном валу конвейера; n=86;

 – среднее значение передаточного числа редуктора привода;  ([1], таблица П2.3);

По величине  с учетом   принимаем по ([1], таблица П2.2) электродвигатель 4A132S8.

За расчетную частоту  вращения принимаем номинальную частоту вращения

,                                           (4)

где   – синхронная частота вращения, об/мин; ;

s – коэффициент скольжения ([1], таблица П2.2);

;

.

Техническая характеристика принятого электродвигателя представлена в таблице 1.

Таблица 1 – Характеристика электродвигателя

1.3  Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по отдельным передачам.

Общее передаточное число привода определяется по формуле ([1], 6.5)

                                                   (5)

Оставляем передаточное число редуктора , тогда передаточное число открытой цепной передачи составит

1.4  Силовые и кинематические параметры привода.

Расчет элементов привода выполняем по расчетной мощности  электродвигателя.

Для каждого из валов элементов привода определяем частоту вращения n, мощность P и вращающий момент T.

Определяем частоты вращения валов привода:

Определение мощностей, передаваемых на валы привода:

Определение вращающих моментов,  передаваемых на валы: 

Таблица 2 – Силовые и кинематические характеристики привода.

2 РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Выбор материала для изготовления зубчатых колес.

На основании рекомендаций ([8], с.149) для изготовления шестерни принимаем сталь 35Х, а колеса – сталь 55.

Механические характеристики материала представлены в таблице 3.

Таблица 3 - Механические характеристики материала

Наименование	Марка стали	Термообработка	Твердость HHB	Предел прочности σв, МПа	Предел текучести σт, МПа
Шестерня	45	Улучшение	220 ... 260	740	490
Колесо	40	Нормализация	185…230	640	320

Для обеспечения одинаковой долговечности зубьев шестерни и колеса прямозубых передач и ускорения их приработки должно выполняться условие ([1],6.7)

где =220 НВ; =190 НВ.

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на выносливость.

Допускаемые контактные напряжения определяются отдельно для шестерни и колеса по формуле ([1], 6.8)

где    – предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу   циклов перемены напряжений, МПа, ([1], 6.9);

 – коэффициент безопасности; =1,1;

 – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима работы передачи ([1], 6.10)

 – базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости ([1], 6.11)

 – эквивалентное число циклов перемены напряжений, определяемое в зависимости от характера нагружения передачи ([1],6.12);

где T_i – один из числа длительно действующих моментов, учитываемых при расчете на выносливость, Н∙м;

Т – максимальный момент, учитываемый при расчете на выносливость, Н∙м;

n_i – частота вращения зубчатого колеса при действии момента T_i, об/мин;

t_i - продолжительность действия момента T_i, ч;

с - число колес, находящихся одновременно в зацеплении с шестерней;

,                        (12)

где T_пр – срок службы привода, год;

– коэффициенты использования привода в течение года и суток;

 = 46909,8 ч;

Так как > и >, то =1.

Тогда

В дальнейшем за расчетное принимаем напряжение

                       

2.3 Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на контактную прочность при действии максимальной нагрузки.

Предельные допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки для шестерни и колеса определяются по формуле ([1],6.14)

где  – предел текучести материала, МПа;

2.4 Проектировочный расчет на контактную выносливость.

Принимаем предварительно зубчатую передачу прямозубой.

Диаметр начальной окружности , мм, определяется по формуле