1 Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок

Приймемо:

ККД пари циліндричних зубчастих коліс η₁ = 0,98; коефіцієнт, що враховує втрати пари підшипників котіння, η₂ = 0,99; ККД відкритої ланцюгової передачі η₃ = 0,92; ККД, що враховує втрати в опорах вала приводного барабана, η₄ = 0,99.

Загальний КПД привода η = η₁ ^. η₂^{2 .} η₃ ^. η₄ = 0,98 ^. 0,99^{2 .} 0,92 ^. 0,99 = 0,875.

Потужність на валу барабана P_б = F_с ^. V_с = 9.5^. 1.1 = 10.5 кВт.

Необхідна потужність електродвигуна

.

Кутова швидкість барабана

ω_б = = = 5,8 рад/с.

Частота обертання барабана

n_б = = = 55 об/хв.

По необхідній потужності Р_н = 12 кВт з урахуванням можливостей привода, що складається з циліндричного редуктора і ланцюгової передачі можливі значення приватних передавальних відношень для циліндричного зубчастого редуктора u_р = 3  6 і для ланцюгової передачі u_л = 3  6, u_заг = u_р^.u_л = 9  36, вибираємо електродвигун трьохфазний короткозамкнутий серії 4А, закритий, що обдувається, з синхронною частотою обертання 1000 об/хв.

4А 160М6 У3, з параметрами P_дв = 15 кВт і сковзанням 2.6 %

Номінальна частота обертання

n_дв = 1000 – 26 = 974 об/хв.

Кутова швидкість ω_дв = = = 101,9 рад/с.

Перевіримо загальне передатне відношення u = = = 17,6

що можна визнати прийнятним, так як воно знаходиться між 9 і 36.

Приватні передавальні числа можна прийняти:

для редуктора по ГОСТ 2185-66 u_р = 5,

для ланцюгової передачі u_л = = = 3,52.

Частоти обертання та кутові швидкості валів редуктора і приводного барабана зведені до таблиці 1.

Таблиця 1 - Частоти обертання і кутові швидкості валів редуктора і приводного барабана

Вал В		= = 101,9 рад/с
Вал С	n = = = 195 об/хв.	= = = 20,4 рад/с
Вал А	nδ = 55 об/хв.	= 5,8 рад/с

Обертаючі моменти:

- на валу шестерні Т₁ = = = = 118 Н м = 118 ^. 10³ Н мм;

- на валу колеса Т₂ = Т₁ ^. u_р = 118 ^. 10^{3 .} 5 = 590 ^. 10³ Н мм.

КП 07.012017.100 ПЗ

2 Розрахунок зубчастих коліс

Так як в завданні немає особливих вимог щодо габаритів передачі, вибираємо матеріали із середніми механічними характеристиками (таблиця В.1) : для шестірні сталь 40ХН, термічна обробка - поліпшення, твердість НВ 280; для колеса — сталь 40ХН, термічна обробка — поліпшення, але твердість на 30 одиниць нижче – НВ 250. Допустимі контактні напруження

Допустимі контактні напруження

Для шестерні

для колеса .

Для косозубих коліс розрахункове допустиме контактне напруження визначається за формулою:

.

Необхідна умова виконана.

Коефіцієнт приймаємо вище ніж рекомендується для цього випадку, тому що з боку ланцюгової передачі діють сили, що викликають додаткову деформацію веденого вала й погіршують контакт зубців.

Приймаємо попередньо, як у випадку несиметричного розташування коліс значення . Приймаємо для косозубих коліс коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані .

Міжосьова відстань з умови контактної витривалості активних поверхонь зубців за формулою:

де для косозубих коліс К_а = 43, а передавальне число нашого редуктора u = 5. Найближче значення міжосьової відстані a_W = 180 мм.

Нормальний модуль зачеплення приймаємо за наступною рекомендацією:

,

приймаємо за ГОСТ9563-60 m_n = 2 мм.

Приймаємо попередньо кут нахилу зубців β = 10° і визначимо числа зубців шестерні і колеса.

.

Тоді .

Уточнене значення кута нахилу зубців

β = 14,83°

Основні розміри шестерні колеса:

• діаметри ділильні

,

.

Перевірка: .

- діаметри вершин зубців

,

,

Ширина колеса b₂ = ψ_ba ^. a_w = 0,4 ^. 180 = 72 мм.

Ширина шестерні b₁ = b₂ + 5 мм = 72 + 5 = 77 мм.

Визначаємо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру

Ψ_bd = = =1,28

Колова швидкість коліс і степінь точності передачі

V = = = 3,06м/с.

При такій швидкості для косозубих коліс варто прийняти 8 степінь точності. Коефіцієнт навантаження K_H = K_Hβ ^. K_Hα ^. K_Hυ.

Значення K_Hβ при Ψ_bd = 1,28, НВ ≤ 350 і несиметричному розташуванні коліс щодо опор з врахуванням вигину веденого вала від натягу ланцюгової передачі K_Hβ ≈1,162.

При V = 3,06 м/с і 8 степені точності K_Hα ≈1,075

Для косозубих коліс при V ≤ 5 м/с маємо K_Hυ = 1 .

Таким чином К_Н = 1,162 ^. 1,075 ^. 1 = 1,25

Перевірка контактних напружень за формулою:

σ_Н = = = 446 МПа,

= 491 МПа

Сили, що діють у зачепленні:

• Колова F_t = = = 3933 H;

• Радіальна F_r = F_t ^. =3933^. = 1481 H;

• Осьова F_a = F_t ^. tg β = 3933 ^. tg 14,83 = 1042 H.

Перевіряємо зубці на витривалість за напруженнями згинання за формулою:

σ_F = ≤ [σ_F]

де K_F - коефіцієнт навантаження

K_F = K_Fβ ^. K_Fυ = 1,332 ^. 1,3 = 1,73

де K_Fβ = 1,332 (при Ψ_bd = 1,28, твердості НВ ≤ 350 і несиметричному розташуванні зубчастих коліс щодо опор); K_Fυ = 1,3

Y_F - коефіцієнт, що враховує форму зуба і залежить від еквівалентного числа

зубців Z_υ:

• у шестерні Z_υ1 = = ≈ 32

• у колеса Z_υ2 = = ≈ 162

Y_F1 = 3,78

Y_F2 = 3,6

Допустиме напруження за формулою: [ σ_F ] =

де σ⁰_{F lim b} = 1,8 HB (для сталі 40ХН поліпшеної при твердості НВ ≤ 350):

• для шестерні σ⁰_{F lim b} = 1,8 ^. 280 = 504 МПа,

• для колеса σ⁰_{F lim b} = 1,8 ^. 250 = 450МПа.

[ S_F ] = [ S_F ]^{/ .} [ S_F ]^// – коефіцієнт безпеки

де [ S_F ]^/ = 1,75, [ S_F ]^// = 1 (для кувань і штампувань).

Отже [ S_F ] = 1,75.

Допустимі напруження:

• для шестерні [ σ_F1 ] = = 288 МПа,

• для колеса [ σ_F2 ] = = 257 МПа

Знаходимо відношення :

• для шестерні = 76,2 МПа,

• для колеса = 71,4 МПа.

Подальший розрахунок слід вести для зубців колеса, для якого знайдене відношення менше.

Визначаємо коефіцієнти Y_β і K_Fα:

Y_β = 1- = 1- = 0,89

для середніх значень коефіцієнта торцевого перекриття ε_α = 1,5 і 8 степені точності K_Fα = 0,92.

Перевіряємо міцність зубця колеса за формулою:

σ_F2 = ≤ [ σ_F ]

σ_F2 = ≈ 139,4 МПа < [ σ_F2 ] = 257 МПа.

Умова міцності виконана.

КП 07.012013.100 ПЗ