Определение общего передаточного отношения привода и ЕГО распределение по передачам

Выбор электродвигателя

2.1 Определяем общий КПД привода [4, табл. 2.2]:

,

где h₂ = 0,98 – кпд муфты соединительной;

h₃ = 0,97 – кпд конического одноступенчатого редуктора;

h₄ = 0,96 – кпд открытой зубчатой цилиндрической передачи;

h₅ = 0,99 – кпд привода барабана;

h_n = 0,99 – потери в подшипниках.

2.2 Определяем требуемую мощность двигателя:

,

где F_t – тяговое усилие, Н;

V – окружная скорость, м/с;

h – общий КПД привода.

2.3 Определяем требуемую частоту вращения электродвигателя

Определяем частоту вращения барабана

Выбираем частоту вращения двигателя

n_С = 1500 мин^-1;

Выбираем электродвигатель [6, табл. К9]:

– тип: 4АM132S4У3;

– номинальная мощность: P_Н = 7,5 кВт;

– номинальная частота вращения: n_Н = 1455 мин^-1;

– коэффициент перегрузки: T_П/T_Н = 2.

2.4 Проверяем двигатель по пусковому моменту

Вывод: выбранный двигатель подходит по пусковому моменту.

Рисунок 4 – Эскиз двигателя

 

Таблица 1 – Параметры электродвигателя

Размеры в миллиметрах

Тип двигателя

Число полюсов

d30

l1

l30

d1

b1

h1

l10

l31

d10

b10

h

h10

h31

132S

2,4,6,8

-

Определение общего передаточного отношения привода И ЕГО РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ПО ПЕРЕДАЧАМ

Выбираем передаточное отношение для конического одноступенчатого редуктора из стандартного ряда [4, стр. 36]

Определяем передаточное отношение для открытой зубчатой цилиндрической передачи

 

4 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

4.1 Определяем мощности на валах привода

Проверка:

4.2 Определяем частоты вращения валов привода

4.3 Определяем угловые скорости валов привода

4.4 Определяем вращающие моменты на валах привода

Проверка:

 

 

5 Расчет закрытой прямозубой конической передачи

Рисунок 5 – Схема передачи

Исходные данные:

– тип передачи – закрытая прямозубая коническая

– передаваемая мощность: P₁ = Р_Б = 7,35 кВт;

– момент на валу шестерни T₁ = Т_Б = 48,263 Н×м;

– момент на валу колеса: T₂ = Т_Т =145,989 Н×м;

– угловая скорость: w₁ = w_Б =152,29 с^-1;

– частота вращения: n₁ = n_Б = 1455 мин^-1;

– передаточное число: u = i_Р = 3,15

– срок службы передачи: L = 3 года, работа в 1 смену

– вид смазки зацеплений: окунание в масляной ванне.

5.1 Кинематический расчет [п. 4]

5.2 Материалы зубчатых колес

С учетом рекомендаций [6, §3.1] по [4, табл. 3.3] назначаем:

– для шестерни – сталь 40Х с термообработкой улучшение, , , .

– для колеса – сталь 40Х с термообработкой улучшение, , , .

5.3 Допускаемые напряжения при расчете на выносливость

5.3.1 Допускаемые контактные напряжения

Базовый предел контактной выносливости по [4, табл. 3.2]

 

Коэффициент безопасности по [4, стр. 33]

– для зуба шестерни

– для зуба колеса

Базовое число циклов перемены напряжений по [6, табл. 3.3]:

,

,

Эквивалентное число циклов перемены напряжений пo [3, с.171]

Для трехступенчатого графика нагрузки с моментамиТ₁ – пусковой, Т_H – номинальный,Т₂ – минимальный, предварительно определяется время работы передачи t_Hиt₂соответственно под нагрузками T_H и T₂ .

Время работы передачи

, часов;

, часов;

где L – срок службы передачи в годах;

n_cм – число рабочих смен;

t_H’ и t₂’– продолжительность работы передачи под нагрузками T_H и T₂ за смену.

, циклов;

, циклов;

Так как, , то коэффициент долговечности [6, стр. 55]

Допускаемые контактные напряжения [3, ф. (3.9)]

;

для шестерни:

для колеса:

Допускаемые контактные напряжения для передачи

5.3.2 Допускаемые напряжения изгиба

Базовый предел изгибной выносливости зубьев [4, табл. 3.9]

Коэффициент безопасности [4, табл. 3.9]

Коэффициент, учитывающий двустороннее приложение нагрузки [4, стр. 45]:

Базовое число циклов перемены напряжений и показатель степени [4, стр. 45]

Эквивалентное число циклов перемены напряжений [1, ф. (12.76)]

Коэффициент долговечности [4, стр. 45]

, так как

Допускаемые напряжения изгиба [4, стр. 44]

5.4 Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках.

5.4.1 Предельные допускаемые контактные напряжения [4, стр. 41]

5.4.2 Предельные допускаемые напряжения изгиба [1, стр. 196]

5.5 Внешний делительный диаметр колеса из условия контактной выносливости передачи. Расчетная формула [7]:

где – для прямозубых передач;

K_Hb = 1,23 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца [4, табл. 3.5];

u=i – передаточное отношение для конического одноступенчатого редуктора;

= 0,85 – опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической;

– допускаемые контактные напряжения;

– коэффициент ширины зубчатого венца, принимаем .

По ГОСТ 12289-76 [4, стр. 49] принимаем d_e2 = 250 мм.

5.6 Углы делительных конусов [4, табл. 3.11; 6, с. 67 п. 8]

5.7 Конусное расстояние и ширина колес [4, табл. 3.11; 6, с. 67 п. 3]

Принимаем b₁ = b₂ = b_w = b = 40 мм.

5.8 Модуль и число зубьев

Внешний делительный диаметр шестерни

Назначаем числа зубьев по [4, с. 49; 6, с. 67 п. 6]

Принимаем z₂ = 63.

Определяем внешний торцовый модуль [4, стр. 50]

Согласно ГОСТ 9563 – 60 для силовых передач . Принимаем .

Уточняем числа зубьев колеса

Принимаем z₂ = 63.

5.9 Фактическое передаточное число и оценка его отклонения

Вывод: Отклонение меньше установленных ГОСТ 12289-76, 3%.

5.10 Окончательное значение размеров колес [4, табл. 3.11]

Углы делительных конусов

Внешние делительные диаметры (фактические)

Фактическое значение d_e2 = 252 мм отличается от номинального значения по ГОСТ 12289-76 на 0,8%. Согласно [4, стр. 49] фактическое значение не должно отличаться от номинального более чем на 2%.

Внешние диаметры вершин [1, стр. 162]

Внешние диаметры впадин [1, стр. 162]

Средний торцовый модуль

Средние делительные диаметры

5.11 Окружное усилие, окружная скорость и степень точности изготовления.

По [4, с. 32; 6 табл. 4.2] назначаем 7-ю степень точности изготовления.

5.12 Проверка выносливости зубьев по контактным напряжениям [7]

где Z_H = 1,77 – безразмерный коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления [4, стр. 31];

– коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес [4, стр. 31];

– расчетная окружная сила

= 0,85 – опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической;

Определяем параметры, входящие в расчетную формулу:

где K_Hb = 1,23 [4, табл. 3.5];

K_HV = 1,16 – коэффициент динамической нагрузки [6, табл. 4.3].

Расчетные контактные напряжения и их оценка:

Вывод: Выносливость зубьев по контактным напряжениям обеспечивается, недогрузка составляет 8,36 %.

5.13 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба [4, § 3.4]

где K_F – коэффициент нагрузки, равный ;

K_Fb = 1,61 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца [4, табл. 3.7];

K_FV = 1,42 – коэффициент динамической нагрузки [6, табл. 4.3];

Y_F – коэффициент формы зубьев, определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев.

Определяем параметры, входящие в расчетную формулу

Эквивалентное число зубьев колес:

Коэффициент формы зубьев определяем по [4, стр. 42; 6, табл. 4.4]

Оценка прочности зуба шестерни и колеса по отношению:

Расчет выполняем по шестерне, так как для нее это отношение меньше.

Вывод: Выносливость зубьев на изгиб обеспечивается.

5.14 Проверка прочности зубьев при перегрузках [7]

Вывод: Прочность зубьев по контактным напряжениям и на изгиб при перегрузках обеспечивается.

Контрольный счет на ЭВМ: