2.3 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода механизма резки

Дано: тяговое усилие Р=5000 Н;

скорость движения ножа V=10 м/мин;

диаметр главного вала D = 0,040 м.

Рисунок 2.2 Кинематическая схема механизма резки

КПД передач:

муфта соединительная ;

зубчатой пары ;

потери в опорах валов .

КПД всего привода:

Требуемая мощность электродвигателя:

(2.3.1)

По таблице 1 (гл х) [11] принимают электродвигатель типа 4А100L6У3, для которого ,.

Частота вращения главного вала:

(2.3.2)

(2.3.3)

где - передаточное число тихоходной ступени редуктора;

- передаточное число быстроходной ступени редуктора.

Угловая скорость главного вала:

Угловая скорость вала двигателя:

Общее передаточное отношение привода:

В схеме привода отсутствуют ременная и цепная передачи, значит передаточное отношение привода равно передаточному числу редуктора

Передаточные числа быстроходной итихоходной ступеней двухступенчатых редукторов определяют по соотношениям, приведённым в табл. 1.3 [4].

После определения передаточных чисел ступеней редуктора находят частоты вращения и вращающие моменты на валах передачи.

Частота вращения и угловая скорость быстроходного вала:

Частота вращения и угловая скорость тихоходного вала редуктора:

Вращающие моменты на валах (без учёта потерь на трение):

;

2.3.1 Расчёт редуктора

Дано: Частота вращения n=1000 об/мин;

Угловая скорость .

Вращающие моменты:

Общий КПД привода:

где - КПД пары зубчатых колёс;

- коэффициент, учитывающий потери пары подшипников;

- коэффициент, учитывающий потери в опорах приводного вала.

2.3.1.1 Расчёт быстроходной ступени

1) Выбираем материал для зубчатых колёс. Принимаем для шестерни сталь 20Х. Термообработка шестерни – цементация и закалка, твёрдость поверхности HRC 60.

Для зубчатого колеса принимаем сталь 40ХН. Термообработка колеса - закалка ТВЧ по контуру зубьев, твёрдость поверхности HRC 50.

2) Базовые пределы контактной выносливости для шестерни и для колеса по таблице 10.14 [3]

3) Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

(2.3.4)

где - коэффициент долговечности,

=1;

- требуемый коэффициент запаса,

=1,1 (при объёмной закалке зубьев);

=1,2 (при неоднородной структуре по объёму, т.е. при цементации);

- коэффициент, учитывающий шероховатость сопряжённых поверхностей зубьев;

- коэффициент, учитывающий окружную скорость;

- коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

Рекомендуется для колёс d < 1000 мм принимать

Для косозубых передач принимаем условное допускаемое напряжение

При этом выполняется условие

поэтому окончательно принимаем

4) Допускаемые напряжения изгиба

(2.3.5)

Для шестерни и колеса:

- требуемый коэффициент запаса прочности, =1,8;

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, =1;

=1,5 – коэффициент долговечности

Допускаемые напряжения для шестерни и для колеса:

5) Вращающие моменты на шестерне и на колесе:

6) Передаточное число

7) Межосевое расстояние:

(2.3.6)

где - коэффициент концентрации нагрузки, при переменной нагрузке:

х=0,5 – коэффициент режима нагрузки;

=0,25 – коэффициент, зависящий от положения колёс относительно опор;

=1,6 – коэффициент, зависящий от

По таблице 2.3 [4]

Вычисленное межосевое расстояние округляют в большую сторону до стандартного значения:

.

8) Предварительные основные размеры колеса:

Делительный диаметр d₂:

ширина :

9) Модуль передачи

(2.3.7)

где коэффициент К_m=5,8;

- эквивалентный момент на колесе, ;

10) Суммарное число зубьев и угол наклона. Минимальный угол наклона зубьев косозубых колёс:

Суммарное число зубьев:

Округлим в меньшую сторону до целого числа=157, и определим действительное значение угла:

11) Число зубьев шестерни и колеса. Число зубьев шестерни Z₁

Z₁ округлим до целого числа Z₁=31.

Число зубьев колеса:

12) Фактическое передаточное число:

- отклонение от заданного передаточного числа допустимо.

13) Диаметры колёс. Делительный диаметр шестерни d₁:

Диаметр колеса внешнего зацепления:

.

Диаметры окружностей вершин d_а и впадин d_f зубьев колёс внешнего зацепления:

где х₁ и х₂ – коэффициенты смещения у шестерни и колеса;

y – коэффициент воспринимаемого смещения;

а - делительное межосевое расстояние.

14) Размеры заготовок колёс.

Чтобы получить при термической обработке принятые для расчёта механические характеристики материала колёс, требуется, чтобы размеры заготовок колёс не превышали предельно допустимых значений табл. 2.1 [4]

15) Силы в зацеплении:

окружная

радиальная

где для стандартного угла.

осевая

16) Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба. Расчётное напряжение изгиба в зубьях колеса:

в зубьях шестерни

Окружная скорость колеса:

По табл. 2.5 [4] назначаем восьмую степень точности.

Коэффициент концентрации нагрузки:

где - начальный коэффициент концентрации нагрузки,=1,25;

х – коэффициент режима, х=0,5;

=1,25(1-0,5)+0,5=1,125;

- коэффициент динамической нагрузки, =1,03;

- коэффициент наклона зуба,

,

- коэффициент формы зуба, -3,60;

- эквивалентная окружная сила,

;

Условие прочности выполнено.

17) Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям. Расчётное контактное напряжение:

где

Контактная прочность обеспечена.