2. Схема привода

Рис. 2.1.Схема привода.

В механический привод (рис. 1) входят генератор 1 и мультипликатор 3. Генератор соединяется с мультипликатором через муфту 2. Мультипликатор – волновой. Гибкое колесо 4 мультипликатора – неподвижно и соединено с корпусом. Подвижное колесо 5 соединено с выходным валом. Мультипликатор 3 и генератор 1 установлены на сварной раме 6.

3. Кинематический расчет привода

Подберем требуемый генератор, для чего определим его потребную мощность.

P_потр = (3.1)

где

P_вых – мощность на выходном валу мультипликатор а;

η_общ - КПД привода.

КПД привода в данном случае можно определить по формуле:

Η_общ = η⁴_подш ∙ η_волн ∙ η_муф (3.2)

где

η_подш = 0,99 - КПД пары подшипников;

η_волн = 0,75 - КПД волновой передачи;

η_муф = 0,98 – КПД муфты;

η_общ = 0,99⁴*0,75*0,98 = 0,706

Тогда потребная мощность составит

P_потр = 5 / 0,706 = 7,1 кВт.

Определим передаточное отношение привода, U_волн:

U_волн = 70…320 - рекомендованные значения для волновой передачи

Для предварительного расчета принимаем U_волн = 100.

Определим требуемую частоту вращения генератора по формуле:

n_дв = n_вых∙U_волн (3.3)

n_дв = 30*100 = 3000 об/мин

По источнику [1; табл. 24.9], исходя из рассчитанных значений требуемой мощности и частоты вращения, подберем электродвигатель. Выбираем генератор с параметрами: P_дв= 7,5 кВт, синхронной частотой вращения 3000 об/мин (асинхронная частота вращения 2895 об/мин).

Уточним передаточное отношение мультипликатора:

U_волн= n_дв / n_вых = 2895 / 30 = 96,5. (3.4)

Определим действительные числа оборотов валов привода.

Введем нумерацию валов привода:

вал ген. – вал генератора;

вал 1 – входной вал мультипликатор а (вал генератора волн);

вал 2 – выходной вал мультипликатора.

Тогда получим:

n_дв = 2895 об/мин

n₁ = n_дв = 2895 об/мин

n₂ = n₁ / U_волн = 2895 / 96,5 = 30 об/мин (3.5)

Определим крутящие моменты на валах привода:

Крутящий момент на генераторе:

T_дв = 9550 = 9550*7,5 / 2895 = 24,7 Нм. (3.6)

Крутящий момент на входном валу мультипликатор а:

T₁ = T_дв*η_подш*η_муф = 24,7*0,99*0,98 = 24 Нм. (3.7)

Крутящий момент на выходном валу мультипликатор а:

T₂ = T₁*U_волн*η_волн*η_подш = 24*96,5*0,75*0,99 = 1720 Нм. (3.8)

4. Расчет волновой передачи

Расчет произведем по источнику [1;стр.20;§3]

Выбираем материалы зубчатых колес:

Для гибкого колеса – сталь 30ХГСА с улучшением

(твердость 32…37 HRC, предел выносливости σ_-1 = 490 Мпа).

Для жесткого колеса – сталь 40Х с улучшением.

(твердость 260…300 HB)

Переведем твердость в единицах HRC в единицы HB для выбранной стали:

Твердость 310…340 HB.

Среднюю твердость колес определим по формуле:

Для гибкого колеса HB_ср = 0,5(HB_min + HB_max) = 0,5*(310 + 340) = 325. (4.1)

для жесткого колеса HB_ср = 0,5(HB_min + HB_max) = 0,5*(260 + 300) = 280. (4.2)

Введем индексацию для колес:

b – жесткое колесо

g – гибкое колесо

Определим допускаемые контактные напряжения для колес по общей зависимости:

[σ]_H = σ_HlimZ_NZ_RZ_V/S_H (4.3)

где σ_Hlim – предел контактной выносливости;

σ_Hlim= 2HB_ср + 70 = 2*280 + 70 = 630 МПа. (4.4)

Число циклов, соответствующих перегибу кривой усталости:

N_Hlim = 30(HB_ср)^2,4 = 30*280^2,4 = 2,24·10⁷. (4.5)

Действительные числа циклов перемены напряжений:

N_g = 60·n_g·L_h (4.7)

где n_g = 30 – относительная частота вращения гибкого колеса;

L_h – время работы передачи, для срока службы 5 лет:

L_h = L∙365K_год∙24K_сут = 5*365*0,9*24*0,8 = 31536 (ч) (4.8)

Тогда

N_g = 60*30*31536 = 5,68·10⁷.

Коэффициент долговечности Z_N определим по формуле:

Z_N = = = 0,954 (4.9)

Коэффициент шероховатости Z_R для шлифованных зубьев принимаем:

Z_R = 1

Коэффициент Z_V учитывает влияние окружной скорости:

для передач работающих при малых окружных скоростях (v < 5м/с) Z_V = 1

Минимальные значения коэффициента запаса прочности S_H = 1,2 для зубчатых колес с упрочнением.

Тогда определим:

[σ]_H = 630*0,954*1*1/1,2 = 500,85 МПа.

Определим допускаемые напряжения изгиба:

[σ]_F = σ_FlimY_NY_RY_A/S_F (4.10)

где σ_Flim – предел выносливости на изгиб;

σ_Flim = 1,75HB_ср = 1,75*280 = 490 МПа. (4.11)

Число циклов, соответствующих перегибу кривой усталости принимаем:

N_Flim = 4 ·10⁶.

Так как N_g > N_Flim, то Y_N = 1

Коэффициент шероховатости Y_R для шлифованных зубьев принимаем:

Y_R = 1

Коэффициент Y_A учитывает влияние двустороннего приложения нагрузки, для колес с улучшением принимаем: Y_A = 0,65. Значение коэффициента запаса прочности S_F для улучшенных колес принимаем: S_F = 1,7

Тогда определим:

[σ]_F = 490*1*1*0,65/1,7 = 187,3 МПа.

Определим внутренний диаметр гибкого колеса:

D = 105 (4.12)

где K_σ – коэффициент концентрации напряжений:

K_σ = 1,5 + 0,0015u = 1,5 + 0,0015*96,5 = 1,64475 (4.13)

[S]_F =1,6…1,7 – коэффициент безопасности, принимаем [S]_F = 1,65.

Тогда получим

d = 105 = 191,4 мм.

Определим ширину зубчатого венца по формуле:

B_w = (0,15…0,2)d = 29…38 мм. (4.14)

Принимаем b_w = 30 мм.

Толщину гибкого колеса определим по формуле:

S₁ = 10^-4(65+2,5u^2/3)d = 0,0001*(65+2,5*96,5^2/3)*191,4 = 2,3 мм. (4.15)

Диаметр окружности впадин гибкого колеса определим по формуле:

D_fg = d + 2S₁ = 191,4 + 2*2,3 = 196 мм. (4.16)

Принимаем число зубьев гибкого колеса:

Z_g = 2u-2 = 2*96,5 – 2 = 191 (4.17)

Учитывая, что диаметр d_fg близок делительному диаметру гибкого колеса определим модуль передачи:

M = d_g / z_g = 196 / 191 = 1,026 (4.18)

Принимаем стандартный модуль передачи m = 1 мм.

Уточняем число зубьев гибкого колеса:

Z_g = d_g / m = 196 / 1 = 196 (4.19)

Из формулы u = (4.20)

определим неизвестное число зубьев жесткого колеса:

z_b = = 96,5*196 / (96,5-1) = 198. (4.21)

Определим фактическое передаточное отношение:

u_ф = = 198 / (198-196) = 99. (4.22)

Определим неизвестные диаметры колес:

для гибкого колеса:

d_g = mz_g = 1*196 = 196 мм. (4.23)

d_fg = d_g – 2,5m = 196-2,5*1 = 193,5 мм. (4.24)

d_ag = d_g + 2m = 196+2*1 = 198 мм. (4.25)

для жесткого колеса:

d_b = mz_b = 1*198 = 198 мм. (4.26)

d_fb = d_b + 2,5m = 198+2,5*1 = 200,5 мм. (4.27)

d_ab = d_b + 2m = 198-2*1 = 196 мм. (4.28)

Определим параметры гибкого колеса:

L = (0,8…1)d = (0,8…1)191,4 = 153…191 (4.29)(.28

Принимаем l = 160 мм.

S₃ = (0,6…0,7)S₁ = (0,6…0,7)2,3 = 1,35…1,58 (4.30)

Принимаем S₃ = 1,5 мм.

A₁ = 2S₁ = 2*2,3 = 4,6 мм. (4.31)

a₄ = 0,5b_w = 0,5*30 = 15мм. (4.32)

R₁ = R₂ = 3S₁ = 3*2,3 = 7мм. (4.33)

Толщина жесткого колеса b составит:

S_b = 0,085d_b = 0,085*198 = 14,83 (4.34)

принимаем S_b = 15 мм.

Окружную скорость определим по формуле:

V = = 2*3,14*220,28*201,94/(60000*(4,042+1)) = 0,92 м/с (4.35)

По табл. 2.5 [1] выбираем степень точности 9 (ГОСТ 1643-81)

C учетом двухстороннего приложения нагрузки определим силы, действующие на зацепление:

Окружная сила:

F_t = 10³∙T₂ / d_b = 2000*1720 / 198 = 8687 Н. (4.36)

Радиальная сила:

F_r = F_t∙tgα = 3162*tg(20º) = 8687*0,364 = 3162 Н. (4.37)