Выбор электродвигателя.Кинематический и силовой расчеты привода
Рис.1 Кинематическая схема
Определяем общий КПД привода.
Необходимые значения КПД
=
0,96 –КПД клиноременной передачи
=
0,98 –КПЛ зубчатой передачи
=
0,93 –КПД открытой цепной передачи
=
0,99 –КПД пары подшипников
=
0,96
0,98
0,93
=0,840
Определяем требуемую мощность электродвигателя
=
=
=6,5
кВт.
По
каталогу с учетам передаточных отношений
зубчатой цилиндрической (1
5),
цепной (1
4)
выбираем электродвигатель 4А132М6 с
синхронной частотой вращения
Общее передаточное отношение привода
U
=
U
=
Принимаем передаточное отношение клиноременной цепной передачи
,
Тогда
-
передаточное отношение открытой цепной
передачи равна:
=
=
Определяем частоты вращения и угловые скорости валов привода
Угловые скорости:
Находим мощности на валах привода
Вычисляем вращающие моменты на валах привода
Результаты
расчетов заносим в таблицу 1
-
Валы
Р, кВт
Т, Н × м
n,
U=24
1
6,5
65,1
950
99,8
U=2
2
6,1
122,2
476,5
49,9
U=4
3
5,9
475,8
158,8
12,4
U=3
4
5,5
1774,1
39,7
3,1
2 Расчет цилиндрической передачи редуктора
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материал с механическими характеристиками: для шестерни сталь 40Х, термообработка-улучшение, твердость НВ=270, для колеса сталь 40Х, термообработка-улучшение, НВ=245 табл.12[1,с.53]
Допускаемое контактное напряжение:
[F]H=
где
–
предел контактной выносливости при
базовом числе циклов. По табл. 3.2 для
углеродистых сталей с твердостью
поверхностей зубьев меннее HB
350 и термообработкой (улучшение)
Н limb=2НВ+70=2245+70=560 МПа
-
Коэффициент долговечности; при числе
циклов нагружения больше базового, что
имеет место при длительной эксплуатации
редуктора, принимают:
;
= 1,15
Принимаем допускаемое напряжение по колесу:
[]H
=
Вращающий момент :
На валу шестерни
Навалу колеса:
=
= 475,8
·
H
Коэффициент
нагрузки
,
несмотря на симметричное расположение
колес относительно опор, примем выше
рекомендуемого для этого случая, так
как со стороны ременной передачи
действуют силы, вызывающие дополнительную
деформацию ведущего вала и ухудшающие
контакт зубьев.
Принимаем
предварительно по табл. 3.1, как в случае
несимметричного расположения колес,
значение
Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию
Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
Ближайшее
стандартное значение по ГОСТ 2185-81
=100мм
Нормальный модуль зацепления:
=
(0,01
0,02)
=
(0,01
0,02)
100
= 1,12
2,24
мм
Принимаем = 2 мм.
Принимаем предварительно угол наклона зубьев и определим числа зубьев шестерни и колеса:
=
=
=
Принимаем = 32
Тогда
=
· U
= 32
· 2 = 64
Уточненное значение угла наклонов зубьев
Основные размеры шестерни и колеса:
делительные диаметры:
=
=
Проверка:
=
=
= 99,8 мм
диаметры вершин зубьев:
da1 = d1 + 2 = 66,5 + 2· 2 = 70,5мм,
da2 = d2 + 2 = 133,1 + 2· 2 = 137,1мм
ширина колеса:
b2
=
·
= 0,4
100=
40 мм
ширина шестерни:
b1=b2 + 5 = 40 + 5 = 45мм
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
=
=
= 0,67
Окружная скорость колес:
=
=
=3,31 м/с
При такой скорости принимаем 8-ую степень точности.
0Пределяем коэффициент нагрузки:
Значения
даны в табл. 3.5: при
,
твердости
HB350
и несимметричном расположении колес
относительно опор с учетом изгиба
ведомого вала от натяжений цепной
передачи
при
и 8-й степени точности
По для прямозубых колес при
имеем
=
1,0.
Таким
образом
Проверка контактных напряжений
Н
=
=
=
[]H
Силы, действующие в зацеплении
Окружная:
Радиальная:
Осевая:
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба
Здесь
коэффициент нагрузки
при
,
твердости
HB350
и несимметричном расположении колес
относительно опор
.
Таким образом, коэффициент
– коэффициент
прочности зуба по местным напряжениям,
зависящий от эквивалентного числа
зубьев
У шестерни:
У колеса:
При
этом
и
Допускаемые напряжение
для стали 40х улучшенной при твердости HB350
для шестерни:
для колеса:
Находим
отношения
:
для шестерни:
для колеса:
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определяем
коэффициенты
Для
средних значений коэффициента торцового
перекрытия
пени
точности
Проверяем прочность зуба колеса:
Условие прочности выполнено.
3 Расчет клиноременной передачи
При
таком зн
ачении
в
табл. 5.6 рекомендуется выбирать сечение
А ремня с площадью поперечного сечения
А=
Выбираем
диаметр D
ведущего шкива. Минимальное значение
.
Однако для обеспечения большей
долговечности ремня рекомендуется
брать
-2
номера больше.
Принимаем
Определяем передаточное отношение U без учета скольжения
где,
– частота вращения двигателя
-
частота вращения ведомого вала ременной
передачи
Находим
диаметр
ведомого шкива, приняв относительное
скольжение
где
– придаточное отношение
–диаметр
шкива
Принимаем
Уточняем
передаточное отношение
с учетом
Пересчитываем
Расхожд
ение
с данными
что допускается
Принимаем = 112 мм;
Определяем
межосевое расстояние
(60)
(61)
мм
мм
Принимаем близкое к среднему значению = 400 мм
Расчетная длина ремня
(62)
Принимаем
Вычисляем
Определяем новое значение с учетом стандартной длины L
·
168
мм
При
мон
таже
передачи необходимо обеспечить
возможность уменьшения межосевого
расстояния на 0,01 · L
= 0,01 · 1400 = 14 мм
Для увеличения натяжения ремней предусмотреть возможность увеличения на
0,025 · L = 0,025 · 1400 = 35 мм
Угол обхвата меньшего шкива
Скорость
=
0,5 ·
·
=0,5 · 99,8 · 112 ·
Находим
величину окружного усилия
передаваемого одним клиновым ремнем
сечения А при U=1;
на
один ремень
Допускаемое окружное усилие ремня
[F]
Здесь
Коэффициент учитывающий влияния ремня
Коэффициент режима работы при заданных выше условиях
[F] = 207 · 0,955 · 0,947 · 1 = 187 H
Определяем
окружное усилие
Где
-
требуемая мощность двигателя
– скорость, м/с
Расчетное число ремней
Принимаем Z = 6
Определяем
усилие в ременной передаче, приняв
напряжение от предварительного напряжения
Предварительное напряжение каждой ветви ремня
Рабочее напряжение ведущей ветви
Н
Тоже ведомой ветви
Усилие на валы
