1.Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода
1.1 Расчет требуемой мощности
Требуемая мощность электродвигателя, кВт
Pтр=
,
где Q- тяговое усилие на валу исполнительного механизма, Q=4,6 кН;
V
– скорость выходного звена исполнительного
механизма, V=
1,08 м/с,
-
общий коэффициент полезного действия
привода:
,
где hмс = 0,98 – КПД соединительной муфты;
hзп= 0,98 – КПД закрытой зубчатой передачи;
hц = 0,95 – КПД цепной передачи;
hпк = 0,99 – КПД, учитывающий потери пары подшипников качения ;
.
Тогда
1.2 Выбор электродвигателя
По требуемой мощности из табл. П.1 [1] выбираем асинхронный электродвигатель 4А132S6 с ближайшей большей стандартной мощностью Pэ = 5,5 кВт, синхронной частотой вращения nс =1000 мин-1, и скольжением S =3,3 %.
1.3 Частота вращения вала электродвигателя
n1=
nс
(1
–
)
=1000
=967
Требуемая частота вращения вала исполнительного механизма
nб
=
=
=
55
здесь D – диаметр звена исполнительного механизма (барабана), D = 375 мм.
1.3. Расчет общего передаточного числа привода, распределение его по передачам
Общее передаточное число привода
uo
=
=
=
17,5
Передаточное число зубчатой передачи
u’= 5
Округлим u’ до ближайшего стандартного значения (табл. 7.1 [1]). Принимаем u= 2
Передаточное число цепной передачи
uр
=
=
=3,5
1.4. Частоты вращения валов
Частоты вращения валов:
n0 = 967
n1
=
=
= 193,4
n2
=
=
=
55,2
1.5. Мощности, передаваемые валами
Мощности,
передаваемые валами:
P0 = Pтр = 5,5 кВт
P1 = Pтр ×hцп×hпк2 = 5,5×0,95×0,992 = 5,12 кВт.
P2 = P1 ×hм ×hзп×hпк = 5,12×0,98×0,98×0,99 = 4,86 кВт.
1.6. Крутящие моменты на валах
Крутящий
момент на валу определяется по формуле
Ti=9550
Тогда
T0
=
9550
= 9550×
=
54,3 Н·м
T1
=
9550
= 9550×
= 252,82 Н·м
T2
=
9550
= 9550×
= 840,8 Н·м
Консольные нагрузки от муфт в кН предварительно определяют по ГОСТ 16162-85:
на
быстроходном валу Fк=(0.05…0.125)
=0,70×7,36=5,12
кН
где Tб крутящий момент на быстроходном валу, Н·м.
2.
Расчет зубчатой передачи
2.1. Выбор материалов зубчатых колес и способов термообработки
Определим размеры характерных сечений заготовок, принимая, что при передаточном числе зубчатой передачи u > 2,5 шестерня изготавливается в виде вал-шестерни.
Наружный диаметр заготовки вал-шестерни
Dm
= 24∙
= 24∙
=
53,14 мм
Характерный размер заготовки для насадного зубчатого колеса
Sm = 1,2∙(1+uзп)∙ = 1,2∙(1+uзп)∙ = 15,94 мм
Диаметр заготовки колеса
dк = uзпDm = 5∙53,14 = 265,74 мм
Выбираем для колеса и шестерни – сталь 40Х, термообработку – улучшение, твердость поверхности зуба шестерни – 269…302НВ, твердость поверхности зуба колеса – 235…262НВ.
Средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса:
НВ1 = 0,5(НВ1min + НВ1max) = 0,5∙(269 + 302) = 285,5
НВ2 = 0,5(НВ2min + НВ2max) = 0,5∙(235 + 262) = 248,5
2.2. Расчет допускаемых напряжений
2.2.1.Расчет допускаемых контактных напряжений
HPj
=
где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;
sHlim j - предел контактной выносливости (табл. 2.1 [1]),
sHlim1 =2·285,5+70=641 МПа
sHlim2=2·248,5+70=567 МПа
SHj - коэффициент безопасности (табл. 2.1 [1]),
SH1= 1,1 SH2=1,1
KHLj - коэффициент долговечности;
KHLj
=
1,
здесь NH0j – базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл. 1.1 [1]),
NH01= 2,35·10^7 NH02 =1,68·10^7
Коэффициент
эквивалентности при действии контактных
напряжений определим по табл. 3.1 [1] в
зависимости от режима нагружения:
h
=
Суммарное время работы передачи в часах
th = 365L24KгКсПВ =365·8·24·0,8·0,7·0,25=6450 ч
Суммарное число циклов нагружения
NSj = 60 nj c th,
где с – число зацеплений колеса за один оборот, с =60 ;
nj – частота вращения j-го колеса, n1=967 мин-1, n2=193,4 мин-1;
NS1=1,48·10^8 NS2= 0,74·10^8
Эквивалентное число циклов контактных напряжений, NHE j= h NΣj;
NHE1=3,7·10^7 NHE2=1,85·10^7
Коэффициенты долговечности
KHL1=1 KHL2=1
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса
sHP1= 582,7 МПа sHP2=515,5 МПа
Для прямозубых передач sHP=sHP2, для косозубых и шевронных передач
sHP=0.45 (sHP1+sHP2) 1.23 sHP2.
Допускаемые контактные напряжения передачи:
sHP=515,5 МПа