Определение требуемой мощности электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле:

,(1.1)

где – мощность на ведомом валу;

– общий КПД привода [8, табл. 1.1, стр. 9]:

 

(1.2)

 

где h_зп = 0,96 – КПД цилиндрической зубчатой передачи;

h_м = 0,98– КПД муфты;

h_пк = 0,99 – КПД пары подшипников качения.

2,6/0,92= 2,83 кВт.

Выбираем электродвигатель по требуемой мощности типа 4АМ112МВ8У3, мощностью Р₁ = 3,0 кВт с номинальной частотой вращения n₁=700 об/мин. [14, табл. К9].

 

Основные размеры выбранного электродвигателя показаны на рис. 1.2 выбираем из таблицы [14, табл. К10] и вносим в таблицу 1.1.

Таблица 1.1 - Основные размеры выбранного электродвигателя

Тип двигателя	Число полюсов	D	l2	l1	l3	L1	d1	b	H	d	h
112М

Рис. 1.2. Основные размеры электродвигателя серии 4А

 

Определение передаточных чисел

Определяем передаточное число привода:

(1.3)

Назначаем передаточное число для цилиндрической зубчатой передачи из стандартного ряда: 1,25; 1,4; 1,6; 1,8; 2; 2,24; 2,5; 2,8; 3,15; 3,55; 4; 4,5; 5; 5,6; 6,3;7,1; 8.

Принимаем u = 2,5.

Определение фактических значений оборотов валов привода

Фактические числа оборотов валов привода:

- для ведущего вала редуктора:

700 об/мин;

- для ведомого вала редуктора:

Определение угловых скоростей валов привода

Угловые скорости валов привода:

Угловая скорость валов редуктора, с^-1

. (1.4)

- для вала электродвигателя:

- для ведомого вала редуктора:

Определение крутящих моментов на валах привода

Крутящие моменты на валах привода:

- крутящий момент на ведомом валу (Н´мм):

;

- крутящий момент на ведущем валу (Н´мм):

.

Расчёт цилиндрической передачи

Выбор материалов для изготовления цилиндрической зубчатой передачи

Шестерня - Сталь 45, термообработка улучшение до твёрдости 235…250 НВ.

Колесо - Сталь 45, термообработка нормализация до твёрдости 190…210 НВ.

Допускаемые контактные напряжения определяем по материалу колеса, как менее твёрдого.

Допускаемые напряжения

Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения определяем по материалу колеса, как менее твёрдого:

,

где - предел выносливости материала по контактным напряжениям при отнулевом цикле нагружения:

МПа; (2.1)

- коэффициент долговечности при расчёте по контактным напряжениям:

По таблице [8, стр. 50, таблица 3.2] определяем базовое число циклов нагружения: N₀=10⁷.

Таблица 3.2

Значение числа циклов N_H0

Средняя твёрдость поверхностей зубьев НВср
NH0, млн. циклов		16,5		36,4

 

Определяем расчётное число циклов нагружения зубьев колеса:

.

Так как , то принимаем .

Задаем коэффициент безопасности .

МПа.

2.2.2. Допускаемые напряжения изгиба для шестерни

где – предел выносливости материала по напряжениям изгиба при отнулевом цикле нагружения для шестерни:

* 235 = 423 МПа, (2.2)

где - минимальная твердость зубьев шестерни;

- коэффициент, учитывающий двустороннее приложение нагрузки.

Определяем коэффициент долговечности при расчёте по напряжениям изгиба:

где - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;

Определяем расчётное число циклов нагружения зубьев шестерни:

 

.

Так как , то

Коэффициент безопасности .

= (423 ∙ 1 ∙ 1) / 1,75 = 241 МПа.