Выбор электродвигателя и кинематических параметров привода. Требуемая мощность электродвигателя. Частота вращения тихоходного вала редуктора

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И

КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ПРИВОДА

Требуемая мощность электродвигателя [1, с. 23]

Р_тр = F · V / h_о

где  V, м · с^-1 ;   F, кН;   Р_тр, кВт; h_о -  КПД привода

h_о = h_к · h_ц · h_п⁴

h_к = 0,96 – КПД конической зубчатой передачи;

h_ц = 0,97 – КПД цилиндрической зубчатой передачи;

h_п = 0,99 – КПД одной  пары подшипников качения;

h_о = 0,96 · 0,97 · 0,99 ⁴ = 0,8945

Р_тр= 10*1/0,8945 = 11 кВт

Частота вращения тихоходного вала редуктора равна частоте вращения вала барабана:

Выбираем асинхронный электродвигатель серии 160S6 N=11 кВт с n_с=1000 об/мин, скольжением S = 2,7 %. Частота вращения вала электродвигателя:

n_дв = n_б * u_пр.max =954 об/мин

Требуемое передаточное отношение редуктора:

                                                          

U_р = 20 ;    U_б = U₁ = 4;      U_т = U₂ = 5

Частота вращения валов

n₁= 973 об/мин

n₂= n₁ / U₁ = 973/4 = 243,2 об/мин

n₃ = n₂ / U₂ = 243,2/5 = 48,7 об/мин

Мощности и крутящие моменты, передаваемые валами:

Р₁ = Р_тр = 11 кВт

Р₂ = Р₁ · h_к · h_п = 11 · 0,96 · 0,99 = 10,67 кВт

Р₃ = Р₂ · h_к · h_п  = 10,67 · 0,96  · 0,99 = 10,35 кВт

Т₁ = 9550 · Р₁ / n₁ = 9550 · 11/973 = 108 Н·м

Т₂  = 9550 · Р₂ / n₂ = 9550 · 10,67/243,2 = 419 Н·м

Т₃  = 9550 · Р₃ / n₃ = 9550 · 10,35/48,7 = 2029,6 Н·м

2. РАСЧЕТ КОНИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ  

БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ

2.1. Выбор материалов и допускаемые напряжения.

Выбираем для шестерни сталь 40Х  с термообработкой улучшение, а для колеса  - сталь 45.  Их механические характеристики определяем по табл.1[3]. Для шестерни твердость поверхности зуба НВ₁  - 269 … 302 ,δ=780, N_ho = 23.5;  для колеса принимаем вид термообработки – улучшение, тогда НВ₂  - 235… 262   δ=700, N_ho = 16.8.

Допускаемые контактные напряжения

                     (1)

где  j = 1 для шестерни и j = 2 для колеса,  - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений, определяется в зависимости от марки стали и ее химико-термической обработки по табл. 2; K_HLj – коэффициент долговечности; S_H = 1,1 для колес с однородной структурой материала, S_H=1,2 - при поверхностном упрочнении зубьев.

Для шестерни S_H1 = 1,2;  для колеса S_H1 = 1,1. Предел контактной выносливости для шестерни:

s_{H  Lim b1} =(2*HB_1ср + 70)= 2*285.5+70=641 МПа для колеса:

s_{H  Lim b2} = (2*HВ_2ср  + 70) = 2 · 248.5 + 70 =567 МПа

Коэффициент долговечности равен 

где    N_{HE j} – эквивалентное число циклов напряжений;

N_{HO j} – базовое число циклов, определяемое в зависимости от твердости по Бринелю или Роквеллу,

- коэффициент режима работы,

Принимаю для зубчатой передачи допускаемое напряжение  Мпа

Допускаемые напряжения изгиба

Пределы изгибной выносливости зубьев:

Коэффициенты безопасности при изгибе :

- коэффициент эквивалентности, 

- базовое число циклов при изгибе,

 

Принимаю

 

Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки, для нереверсивного привода

2.2 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ РАЗМЕРОВ ПЕРЕДАЧ

При проектном расчете конической зубчатой передачи в качестве ее основного геометрического параметра определяют ориентировочно внешний делительный диаметр колеса из условия обеспечения контактной выносливости рабочего профиля зуба колеса по формуле:

=1,2 – ориентировочное значение коэффициента нагрузки;

q_н  - коэффициент, учитывающий вид конической передачи.

Величину q_н  для конических колес с прямыми зубьями принимают равной q_н = 0,85; 

Ориентировочно определяем число зубьев колеса  [5, с.4]

m_e=1,36*10⁵*108*4/355²*309,53*0,85=1,77 мм

Принимаем модуль m_e=2мм

Z₂=d_e2/m_e=355/2=177,5

Z₁=Z₂/u=44,25

Округляем Z₁=44 и  Z₂ = 177.

Вычисляем с точностью до четвертого знака после запятой фактическое значение передаточного числа

U_ф1=Z₂/Z₁=4,022

его  отличие от номинального передаточного числа равно:

d_e2= Z_2*m_e=177*2=354мм

d_e1= Z_1*m_e=44*2=88мм

Определяем углы делительных конусов с точностью не ниже 1² [5,с.5].

Для выравнивания удельных скольжений в зацеплении шестерню рекомендуется выполнять с положительным радиальным смещением, а колесо с равным ему по абсолютной величине отрицательным смещением

Здесь b_m  - угол наклона зуба. обычно угол b_m  выбирают кратным 5°.

Определяем внешнее конусное расстояние [5, с.5]                        

Re=d_e1/2sinδ₁=182,57 мм

Ширина шестерни и колеса

b₁’ = b₂’ = y’_br · R’_e = 0,285 · 182,6 = 52,033 мм

Округляем b’₁ и b’₂’ до ближайшего значения из ряда Rа 40 [1, c. 127]  по табл. 9;

b₁ = b₂ = 53 мм

Уточняем  значение коэффициента ширины зубчатого венца:

y _br’ = b₂ / R_e = 53 / 182,57 = 0,29

Определяем средний диаметр шестерни:

354 · (1-0,5 · 0,285) / 4,022= 75,227 мм

Вычисляем окружную скорость на среднем диаметре:

V = p · d_m1 · n₁  / (6 ·10⁴ ) = 3,14 · 75,227 · 973 / (6 · 10⁴) = 3,831 м/с

Степень точности конических передач: n_ст = 7

2.3. Проверочный расчет передачи.

Определяем контактные напряжения  [5, с.6]

 (4)

где K_H  = K_Hb · K_Hn

K_Hn  - определяем по табл. 15,1; K_Hn = 1,187

K_Hb = 1+0,09*y_t*C_п*u³=1,074

При y_t=1 (HB≤350)

K_H   = 1,187*1,074=1,275

Вычисляем s_н  по формуле (4)

515,095 МПа < 660 МПа

Определяем:

= 8,77 %

Допускаются превышения напряжений s_н  над  s_нр не  более чем на 15%.

Проверяют зубья шестерни и колеса на выносливость по напряжениям изгиба, использую формулы  [5, с.7]

 (5)

q _F   = 0,85

Коэффициент нагрузки определяется по формуле:  [5, с. 7]

K_F  = K_Fb · K_Fn  = 1,359

где e_a  - коэффициент перекрытия для передач с круговыми зубьями e_a = 1,3;

K_Fb  = 0,18 + 0,82 *K_Нb  = 1,061

K_Fn  находим по выражению:

K_Fn = 1 + 1,5· (K_Hn - 1)   = 1,281

Коэффициент формы зуба

где Z_jv  - эквивалентное число зубьев, определяется по формуле 

Z_jv  =  Z_j  / (cos d_j )

Z_1v = Z₁  / (cos d₁ ) = 45,36

Z_2v = Z₂  / (cos d₂) = 734,44

Определяем s_F1  по формуле  (5)

s_F2  = 176,48 · 3,593 / 3,505 = 180,91 < 323,8 МПа

2.4 Определение сил в конической зубчатой передаче

Окружная сила на среднем диаметре:

F_t1 = F_t2 = 2T₁ · 10³ / d_m1 = 2871,31 Н

F_а1 = F_t1 · tgα*sinδ = 252,12 Н

Радиальная сила на шестерне для первого случая:

F_r1 = F_t1 · tgα*cosδ =1014,2 Н

Осевая и радиальная  силы на колесе соответственно равны:

F_а2 = F_r1 = 1014,2 Н        F_r2 = F_а1 = 252,12 Н

3.  РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ  ЗУБЧАТОЙ  ПЕРЕДАЧИ ТИХОХОДНОЙ  СТУПЕНИ

Выбираем для шестерни сталь 45  с термообработкой улучшение, а для колеса  - сталь 40.  Их механические характеристики определяем по табл.1[3]. Для шестерни твердость поверхности зуба НВ₁  - 235 … 262 ,δ=780, N_ho = 16,8;  для колеса принимаем вид термообработки – улучшение, тогда НВ₂  - 192… 228   δ=700, N_ho = 11,2.

В этом случае при расчете допускаемых контактных напряжений по формуле (1):

- коэффициент режима работы,

Принимаю =1,0

Принимаю для зубчатой передачи допускаемое напряжение  Мпа

Допускаемые напряжения изгиба:

Пределы изгибной выносливости зубьев:

Коэффициенты безопасности при изгибе :

- коэффициент эквивалентности, 

- базовое число циклов при изгибе,

 

Принимаю

 

Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки, для нереверсивного привода

3.2. Определение  геометрических размеров передачи

y_BA – коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию, который выбирают из единого ряда, рекомендованного ГОСТ  2185-66  [7табл. 12] с учетом расположения опор относительно зубчатого венца;