2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

F_t =2,8 кН

V_t=1,7 м/с

D_Б=300 мм

α=0 град.

МУВП

2.1. Определяем общий КПД привода:

а) КПД муфты ;

б) КПД конической передачи ;

в) КПД цепной передачи

г) КПД пары подшипников качения .

Таким образом, общий КПД привода будет:

.

Определяем требуемую мощность электродвигателя :

(кВт), где мощность на 3-ем валу привода;

Определяем частоту электродвигателя :

По таблице определяем передаточное число цепной передачи:

Общее передаточное число привода:

где передаточное число редуктора;

где частота вращения на 3-ем валу;

2.2. Выбор электродвигателя

Для заданного значения мощности и частоты принимаем электродвигатель с номинальной мощностью равной или несколько превышающей, для которого кВт, об/мин, скольжение

Определяем асинхронную частоту двигателя:

Принимаем значение

2.3. Кинематический расчет привода:

2.3.1. Мощности на валах привода

где - мощность на расчетном валу, кВт;

- мощность на предыдущем валу, кВт;

- КПД передачи между двумя валами.

;

(кВт);

(кВт);

(кВт);

2.3.2. Частота вращения валов:

об/мин;

(об/мин);

2.3.3. Крутящие моменты на валах привода:

(Н/м);

(Н/м);

(Н/м);

(Н/м).

2.3.4. Угловые скорости на валах привода:

Вал	Мощность P, кВт	Крутящий момент Т, Нм	Частота оборотов n, об/мин	Угловая скорость , рад/с	Передаточное число U	КПД
I	5.34	52.8	967	101.2	---	---
II	5.18	51.2	967	101.2	---	0.97
III	4.98	155.1	306.9	32.1	3.15	0.96
IV	4.76	413.9	109.6	11.5	2.8	0.95

Результаты расчетов заносим в табл. 2.2.

_{Рис. 2.1 Диаграмма изменения нагрузочных и кинематических характеристик привода}

3. Расчет передач (конической прямозубой, цепной)

3.1. Расчет конической прямозубой передачи

Исходные данные для проектирования:

Техническое задание

T₁ = 51,2 Н∙м

T₂ = 155,1 Н∙м

U_ЗП = 3,15

ω₁ = 101,2 рад/с

ψ_bRe = 0,285

Рисунок 3.1 – Расчётная схема зубчатой передачи

1) Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой (полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 120 мм).

По таблице принимаем для шестерни сталь 40X, термообработка ­ улучшение с твёрдостью ; для колеса сталь 40X, термообработка  улучшение с твёрдостью .

2) Определяем допускаемые контактные напряжения по формуле 3.9 [1]:

;

где _Hlimb  предел контактной выносливости при базовом числе циклов ;

K_HL  коэффициент долговечности;

[S_H]  коэффициент безопасности;

Для колеса: _Hlimb=2HB+70=2270+70=610 МПа.

Для шестерни: _Hlimb=2HB+70=2245+70=560 МПа.

Для длительной эксплуатации принимаем коэффициент K_HL=1;

Коэффициент безопасности [S_H] примем равным 1.15. Тогда для колеса:

.

Тогда для шестерни:

.

В качестве расчетного для конических прямозубых передач принимаем

3) Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию =0.285 (рекомендация ГОСТ 12289-76).

Тогда внешний делительный диаметр колеса:

= 155.1 (Нм);

=3.15;

= 99 – для прямозубых передач;

- коэффициент для зубчатых передач редукторов ([4], табл. 3.1, стр.32); для работающих при постоянной нагрузке =1.35;

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение =225 мм (стр.49).

Примем число зубьев шестерни =25.

Следовательно число зубьев колеса:

Внешний окружной модуль:

Углы делительных конусов:

Внешнее конусное расстояние и длина зуба b:

По ГОСТ 12289-76 принимаем b = 34 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни:

Средний делительный диаметр шестерни:

= 2 (R_e – 0.5 b) sin ₁ = 2 (118.1 – 0.5 34) sin17^o34=59.1( мм);

d_m2= 2 (R_e – 0.5 b) sin ₂ = 2 (118.1 – 0.5 34) sin72^o25=192.3 (мм);

Внешние диаметры шестерни и колеса по вершинам зубьев:

d_ae1=d_e1+2m_e cos₁=71.25 + 2 2.85 cos17^o34=76.7( мм);

d_ae2=d_e2+2m_e cos₂=225.15 + 2 2.85 cos 72^o26=226.9( мм);.

Внешняя высота ножки зуба:

_(мм);

Внешний диаметр впадин зубьев:

_(мм);

_(мм);

Средний окружной модуль:

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Средняя окружная скорость и степень точности колес

Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности.

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

;

- по ([1], стр32, табл. 3.5) выбираем значение коэффициента = 1.23;

для прямозубых колес значение коэффициента = 1,05 ([1], стр32, табл. 3.4); значение коэффициента = 1,05 ([1],стр. 32, табл. 3.6).

Таким образом, .

Проверяем контактное напряжение по формуле 3.27 [1] :

.

Силы, действующие в зацеплении ( [1], стр. 158):

окружная ,

радиальная для шестерни или осевая для колеса:

осевая для шестерни или радиальная для колеса

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.31([1], стр. 41 );

- коэффициент нагрузки ([1], стр. 35, табл. 3.7, табл. 3.8). Принимаем: , . Таким образом,

Y_F – коэффициент прочности зуба по местным напряжениям выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев ([1], стр. 35):

для шестерни

для колеса

При этом Y_F1 =3.88 и Y_F2 = 3.60 [1, c.42]]

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

По табл. 3.9 для стали 40Х улучшенной при твердости НВ350 =1.8 НВ,

Для шестерни = 1,8 270=490 Н/мм²;

Для колеса = 1.8 245=440 Н/мм².

Коэффициент запаса прочности .

По таблице 3.9 =1.75, для поковок и штамповок =1.

Таким образом, =1.75 1=1.75;

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

для шестерни

для колеса

Для шестерни отношение

для колеса

Дальнейший расчет ведем для зубьев шестерни, т.к. полученное отношение для него больше.

Проверяем зуб колеса:

Условие прочности выполнено.