2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
Кинематическая схема привода отображена на рис.2.1.
Рисунок 2.1
Исходные данные:
1.
Мощность на выходном валу
;
2.
Частота вращения выходного вала
;
3.
Рабочий ресурс привода
.
2.1 Выбираем асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором обычного исполнения.
Общий КПД привода:
Мощность на выходном валу привода:
Потребляемая мощность привода:
Выбираем асинхронный электродвигатель 160S2 с параметрами:
,
,
номинальная мощность 15 кВт.
Выбираем
,
и
из
стандартного ряда.
2.2 Кинематический расчёт привода.
а) расчёт мощностей
б) расчёт частот вращения
в) расчёт вращающих моментов
3. Расчет передач
3.1 Расчет быстроходной цилиндрической прямозубой передачи
3.1.1 Выбор материала и способа термообработки зубчатых колес.
Крутящий
момент на колесе передачи равен
,
поэтому для колеса и шестерни цилиндрической
передачи выберем 1 группу материалов:
шестерня
твердость
-
HB;
материал – сталь 45.
колесо
твердость
-
HB;
материал – сталь 45.
3.1.2 Определение допускаемого контактного напряжения для шестерни и колеса.
Предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения:
МПа
МПа
Допускаемое контактное напряжение при расчете на контактную усталость:
;
где 
- предел контактной выносливости при
базовом числе циклов нагружения, МПа;
- коэффициент запаса прочности (для
колес с
)
,
- коэффициент долговечности; где
- базовое число циклов нагружений.
циклов
циклов
-
эквивалентное число циклов нагружений;
где
- число колес, находящихся в зацеплении
с рассчитываемым колесом;
,
;
-
ресурс привода в часах;
- частота вращения шестерни, мин-1,
- частота вращения колеса, мин-1.
Т.к.
,
то
,
где
-
показатель степени:
МПа
МПа
МПа
Т.к.
значение, рассчитанное по указанной
формуле, меньше чем минимальное из двух
рассчитанных, то в дальнейших расчетах
используется минимальное из двух
рассчитанных, т.е.
МПа.
3.1.3 Определение допускаемого изгибного напряжения шестерни и колеса.
Допускаемое напряжение при изгибе:
,
где
-
предел выносливости при базовом числе
циклов нагружений,
- коэффициент долговечности,
-
коэффициент, учитывающий двухстороннее
приложение нагрузки к зубу рассчитываемого
колеса. У нереверсивных передач
(принимаем
),
- коэффициент, учитывающий шероховатость
поверхности (
).
МПа
МПа
-
коэффициент запаса прочности.
,
где
- база испытаний;
циклов;
Т.к.
,
то
,
где
-
показатель степени:
Принимаем
.
МПа
МПа
3.1.4 Расчет геометрических параметров передачи.
Межосевое расстояние зубчатого зацепления:
,
где
– коэффициент, учитывающий тип передачи.
Для
прямозубой передачи
МПа1/3.
–передаточное
число;
Н∙м
– крутящий момент на ведомом звене;
–коэффициент
ширины зуба относительно межосевого
расстояния (выбирается из стандартного
ряда),
;
;
–коэффициент
неравномерности распределения нагрузки
по длине зуба. Определяем по графикам
[2,
с. 108].
–расчётное
допускаемое контактное напряжение.
мм
Значение аw округляем из стандартного ряда и принимаем аw = 112 мм.
Предварительно определяем геометрические параметры зубчатых колёс:
1)
ширину зубчатого колеса
,
мм
мм;
округляем до ближайшего числа из стандартного ряда
мм.
2)
ширину шестерни
,
мм
мм;
3) модуль mn, мм
мм
мм
Определяем число зубьев шестерни и колеса и угол наклона зубьев:
Суммарное число зубьев:
,
принимаем
.
Число
зубьев шестерни
:
,
принимаем
.
Число зубьев колеса Z2:
.
Уточняем передаточное число:
;
Определяем диаметр делительных окружностей:
шестерни
-
мм;
колеса
-
мм.
Проверяем межосевое расстояние:
мм.
Диаметр окружностей вершин:
шестерни
-
мм;
колеса
-
мм.
Диаметр окружностей впадин:
шестерни
-
мм;
колеса
-
мм.
