1 Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок привода

Коефіцієнт корисної дії привода визначаємо за формулою

η = η₁· η₂ · η₃

де по таблиці 1.1 [2] приймаємо:

η₁ = 0,98 - ККД зубчатого зачеплення редуктора;

η₂ = 0,99 - ККД пари підшипників;

η₃ = 0,95 - ККД ланцюгової передачі.

Тоді загальний ККД привода

η = η₁ ∙ ∙ η₃ = 0,98 ∙ 0,99³ ∙ 0,95 = 0,903

Потужність на валу барабана визначається за формулою

Р_б = F_c · V_c = 2,9 ∙ 1,5 =4,35 (кВт)

Потрібна потужність електродвигуна

Р_тр = = = 4,817 (кВт)

Кутова швидкість барабана та частота його обертання

ω_б = = = 6,25 ( рад/с )

n_б = = = 59,71 ( об/хв. )

По таблиці П1 /2/ вибираємо електродвигун трьохфазний короткозамкнутий серії 4А,закритий, що обдувається, марки 4А132S2 з синхронною частотою обертання n =1000 об/хв, для якого потужність Р_дв =5,5 кВт, ковзання S = 3,3 %.

Номінальна частота обертання вала двигуна:

n_дв = n ( 1- 0,01S ) = 1000 ∙ ( 1 – 0,01* 3,3) = 967 (об/хв.)

Кутова швидкість: ω_дв = = = 101,21( рад/с ).

Загальне передаточне число привода: _з = = = 16,19

Згідно зі стандартним рядом ( с. 36 [2] ) призначаємо передаточне число редуктора _р = 4

Тоді передаточне число ланцюгової передачі:

₁ = = = 4,04

Визначення частоти обертання та кутової швидкості кожного вала привода:

а) вала двигуна:

n_дв = 967 (об/хв.)

ω_дв = 101,21(рад/с).

б) швидкохідного вала редуктора:

₁ = n_дв =967 (об/хв.)

₁ = = 101,21 (рад/с)

в) тихохідного вала:

₂ = = = 241,75 ( об/хв)

₂ = = =25,3 (рад/с)

г) вихідного вала привода:

₃ = = = 59,83 ( об/хв)

₃ = = = 6,26 (рад/с)

Визначаємо обертаючі моменти на валах привода:

а) на валу двигуна

Т_дв = = = 47,594 ( Нм )

б) на швидкохідному валу

Т₁ = Т_дв = 47,594 ( Нм )

в) на тихохідному валу

Т₂ = Т_{1 р} = 47,594 4 = 190,376 ( Нм ).

г) на вихідному валу привода Т₃ = Т₂ ∙ U_л = 190,376 4,04= 769,119 (Нм)

2 Розрахунок зубчатих коліс редуктора

Із попередніх розрахунків маємо: моменти, які передаються ведучим та веденим валами:Т₁ = 47,594 Нм, Т₂ = 190,376Нм.

По таблиці 3.3 /2/ призначаємо для шестерні сталь 45, термообробка - покращення, твердість НВ₁230 ; для колеса – також сталь 45, термообробка – покращення, але твердість НВ₂200 .

Допустиме контактне напруження визначається за формулою:

=

де - границя контактної витривалості при базовому числі циклів. По таблиці 3.2 /2/ для вуглецевих сталей з твердістю поверхонь зубів менше НВ 350 з термообробкою – покращення

= 2НВ + 70 ;

К_HL – коефіцієнт довговічності, при числі циклів напруження більше базового, що має місце при довгочасній експлуатації редуктора, К_HL = 1

- коефіцієнт безпеки; = 1,1

Для прямозубчатих коліс розрахункове допустиме контактне напруження визначається для матеріалу колеса:

= = = = 428 МПа.

Необхідна умова ≤ 1.23 виконана

Коефіцієнт приймаємо по табл. 3.1 [2], як для випадку несиметричного розташування коліс, = 1,25.

Коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані ( с.33 [2] )

для прямозубих передач:

_ва = 0,25

Міжосьова відстань із умови контактної витривалості визначається за формулою:

= К_а ( U + 1 ) = 49,5 ( 4 + 1 ) =168,3 мм

Для прямозубчатих передач коефіцієнт К_а = 49,5 ( с.32 [2] )

Згідно із стандартним рядом ( с.36 [2] ) приймаємо найближче стандартне значення

= 160 мм

Модуль зачеплення приймається по слідуючій рекомендації :

m_n = (0,01…0,02) = (0,01 0,02) = (0,01 … 0,02) 160 = 1,6 3.2 мм

Згідно із стандартним рядом (с.36,[2]) приймаємо найближче стандартне значення

m_n = 2,5 мм

Визначаємо сумарне число зубів шестерні та колеса:

Z_Σ = =128

Приймаємо Z_Σ = 128

Тоді числа зубів шестерні та колеса:

Z₁ = = = 25,6

приймаємо Z₁=26

Z₂ = Z_Σ - Z₁ = 128-26= 102

Основні розміри шестерні та колеса :

а) діаметр ділильного кола

d₁ = m_n Z₁ = 2,5 ∙ 26 = 65 мм

d₂ = m_n Z₂ = 2,5 102 = 255 мм

Перевірка:

α = = = 160 мм

б) діаметр вершин зубів:

d_а1 = d₁ +2m_n = 65+2 ∙ 2,5 = 70 мм

d_a2 = d₂ +2m_n = 255+2 ∙ 2,5 = 260 мм

в) ширина колеса та шестерні:

в₂ = _ва = 0,25 ∙ 160 = 40 мм

в₁ = в₂ +(4…5) = 40+5 = 45 мм

Коефіцієнт ширини шестерні по діаметру:

_bd = = = 0,69

Колова швидкість коліс і ступінь точності передачі:

= = = 3,28 м/с

Призначаємо 8-у ступінь точності (с.32/2/).

Коефіцієнт навантаження визначаємо за формулою:

К_н = К_нβ К_н К_нy ;

Значення К_нβ = 1,07 ([2],табл. 3,5) ;по таблиці 3.4 [2] приймаємо коефіцієнт = 1,09; по таблиці 3.6 [2] приймаємо коефіцієнт К_нy = 1,05

Тоді загальний коефіцієнт навантаження К_н = 1,07 ∙ 1,09 ∙ 1,05 = 1,22

Перевірку контактних напружень для прямо зубчатих передач виконуємо за формулою

=

= = 411,06МПа

Сили, що діють у зачепленні:

а) колова

F_t = = = 1464 H

б) радіальна

F_r=F_t∙ =1464 *0,364= 532,8

⁰

Перевірку зубів на витривалість по напруженням згину для прямо зубчатих передач виконуємо за формулою:

_F =

Коефіцієнт навантаження визначається за формулою: К_F = К_Fβ К_Fy ;

де коефіцієнт К_Fβ = 1,12 (табл. 3,7 [2]); по табл. 3,8 [2] приймаємо коефіцієнт

К_Fy = 1,45 . Тоді К_F = 1,12 1,45 = 1,624

Коефіцієнт Y_F враховує форму зуба

Для прямо зубчатих коліс згідно з даними с.42[2] приймаємо:

Y_F1 = 3,9 при Z₁ = 26

Y_F2 = 3.6 при Z₂ = 102

Допустиме напруження визначається за формулою:

= ;

Згідно з таблицею 3.9[2] для сталі 45 покращеної при твердості НВ 350

= 1,8 НВ

Тоді для шестерні = 1,8 ∙ 230 = 415 МПа

Для колеса = 1,8 ∙ 200 = 360 МПа

Коефіцієнт безпеки: = ^{I II} ,

де по таблиці 3,9 ^I = 1,75; для поковок та штамповок ^II = 1,0

Тоді = 1,75

Допустиме напруження:

для шестерні: = = 237 МПа

для колеса: = = 206 МПа

Визначаємо відношення :

для шестерні: = = 60,769 МПа,

для колеса: = = 57.222 МПа.

Подальший розрахунок введеться для зубів колеса, для якого знайдене відношення менше.

Перевірка міцності зубів колеса за формулою:

_F2 = = = 85,616МПа.

Умови міцності виконуються при _F2 =85,616 206 МПа.