Вибір електродвигуна, кінематичний та енергетичний розрахунок привода.

Проектування привода

Д

1.1 Завдання і обґрунтування.

(Завдання 2)

Складові частини привода:

1. Електродвигун;

2. Муфта;

3. Редуктор одноступеневий конічний;

4. Ланцюгова передача;

5. Вихідний вал привода.

 

Режим навантаження – СН.

Термін роботи 10000 годин.

 

Вихідні дані: P_в = 3,2 кВт; w_в = 11 с^-1,

де: P_в – потужність на вихідному валі привода;

w_в – кутова швидкість вихідного вала привода.

 

Вибір електродвигуна, кінематичний та енергетичний розрахунок привода.

 

1. Загальний ККД привода

h = h_м * h³_п.п * h_к.зак* h_л.в=0,98 * 0,992³ * 0,95 * 0,9 = 0,818

 

2. Розрахункова потужність електродвигуна

Р_р = Р_в / h = 3,2 / 0,818 = 3,912 кВт

 

Приймаємо електродвигун з номінальною потужністю 4 кВт серії 4А100L4 з наступними характеристиками:

синхронна частота обертання вала: n_с = 1500 об/хв

коефіцієнт S = 4,7 % = 0,047

Відношення пускового моменту до початкового: Т_n/ Т = 2,0

3. Номінальна частота обертання вала двигуна:

n_н = n_c * (1-S) = 1500*(1-0.047)=1429.5 об/хв

 

4. Номінальна кутова швидкість вала двигуна:

w_дв = w_н = π *n_н / 30 = 3,14 * 1429,5 /3 0 = 149,6 с^-1

 

5. Передаточне число привода:

u = w_дв/ w_в= 149.6/11 = 13.6

 

u = u₁ * u₂; де u₁- передаточне число закритої конічної передачі

u₂ - передаточне число відкритої ланцюгової передачі

Приймаємо стандартне значення u₁ = 4; тодіu₂ = u / u₁ = 13.6 / 4 = 3.4

 

6. Кутові швидкості валів привода:

w₁ = w_дв= 149,6 с^-1

w₂ = w₁ / u₁= 149,6 / 4 = 37,4 с^-1

w₃ = w₂ / u₂= 37,4 / 3,4 = 11 с^-1

7. Потужності на валах привода:

 

Р₁ = Р_р * h_м * h_п.п= 3,912 * 0,98 * 0,992 = 3,803 кВт

Р₂ = Р₁ * h_к.зак* h_п.п= 3,803 * 0,95 * 0,992 = 3,584 кВт

Р₃ = Р₂ * h_к.зак* h_п.п= 3,584 * 0,9 * 0,992 = 3,199 кВт

 

8. Обертальні моменти на валах привода:

Т₁ = Р₁ / w₁ = 3,803*10³ / 149,6 = 25,42 Н*м

Т₂ = Р₂ / w₂ = 3,584 *10³ / 37,4 = 95,83 Н*м

Т₃ = Р₃ / w₃ = 3,199 *10³ / 11= 290,81 Н*м

Розрахунок передачі редуктора

Вибір матеріалів і розрахунок допустимих напружень

За рекомендацією таблиці 3,2 приймаємо наступні марки сталей. Для шестерні беремо сталь марки 40Х, а для колеса марки 40 (табл.3.1,[1]). Термообробка – поліпшення. Твердість поверхні і механічні властивості після термообробки наступні:

для шестірні – Н₁ = 240НВ, 550МПа, 850 МПа

для колеса - Н₂ = 220НВ, 400МПа, 700МПа.

Допустимі контактні напруження

Допустимі контактні напруження для шестерні визначають за формулою:

,

де - границя контактної витривалості поверхонь зубців, що відповідає базі випробувань N_НО.

Базу випробувань N_НО – визначаємо за формулою

N_НО1 = 30(Н_НВ1 )^2,4 = 30(240) ^2,4 =1,55×10⁷ - шестерня

N_НО2 = 30(Н_НВ2 )^2,4 = 30(220) ^2,4 =1,26×10⁷ - колесо

Границю контактної витривалості знаходимо залежно від виду термічної обробки зубців та їх твердості(табл.3.3,[1]):

для шестірні (об'ємне гартування) =2Н_НВ1+70=240·2+70=550МПа;

для колеса (поліпшення) =2Н_НВ2+70=2×220+70=510МПа.

Z_N – коефіцієнт довговічності. Враховує можливості збільшення напружень при еквівалентному числі циклів N_HЕ навантажень зубців за термін служби передачі меншому від бази випробувань N_НО; обчислюємо за формулою:

Еквівалентне число циклів навантаження визначають за термін службипередачі з врахуванням режиму навантаження

N_HE = μ_H × N _Σ,

де μ_H – коефіцієнт режиму навантаження вибирається із табл.3.4.

Сумарне число циклів навантаження:

N _Σ = 60n × i × h,

де h – термін служби передачі в годинах; n – частота обертання шестірні або колеса, в об/хв; і – число одночасних зубчастих зачеплень.

h = 10000 годин; μ_H = 0,18 (з табл. 3.4); і = 1;

 

для шестерні:

N _Σ1 = 60 ×1429.5 × 1 × 10000 = 85,77×10⁷

N_HE1 = 0.18 × 85,77×10⁷ = 1,55×10⁷

ЯкщоN_НО≤ N_НЕбрати Z_N=1. ПриймаємоZ_N1 = 1.

Коефіцієнт Z_R беремо рівним Z_R =0,95, при шорсткості поверхні зубців R_а =(2,5…1,25).

S_Н– коефіцієнт запасу міцності, приймаємо S_Н= 1,2

Визначаємо допустимі контактні напруження для шестерні:

для колеса:

n₂ = 30×w_{2 /}π = 30×37,4/3,14 = 357,32 об/хв

N _Σ2 = 60 ×357,32 × 1 × 10000 = 21,44×10⁷

N_HE2 = 0.18 ×21,44×10⁷= 3.86×10⁷

Приймаємо Z_N2 = 1;

 

Тоді розрахункові контактні напруження:

МПа

Необхідна умов виконується:

МПа

Граничне допустиме контактне напруження

МПа;

МПа,

де - границя текучості при розтягу.

Проектування конічної зубчастої передачі

Вихідними даними для проектного розрахунку передачі є такі:

- крутний момент на валу шестірніТ₁=25,42 H×м;

- передаточне число передачі u= 4;

- матеріал зубчастих коліс та їх термообробка, твердість активних поверхонь.

- коефіцієнт ширини вінця зубчастого колеса ψ _ba = b / a_w або ψ _bd = b / d₁ (приймаємоψ _ba = 0,315 [Таблиця 3.8]);

- типовий режим роботи передачі та строк її служби (режим - CH, h=10000 годин);

Зовнішній ділильний діаметр.

К_d=1000 МПа^1/3 – для стальних коліс;

Коефіцієнт ширини зубчастого вінця Kbe= 0,25

Kbd = Kbe·u/(2- Kbe) = ·0.25·4/(2-0.25) = 0.571

Нерівномірність розподілу навантаження враховується коефіцієнтом K_Hβ, значення якого визначаються за табл.4.1. Вибираємо значення методом інтерполяції.

Підставляємо значення і шукаємо d_е2:

Сили у зачепленні.

Колова сила:

Радіальна сила на колесі:

Аналогічні складові діють з боку зубців конічного колеса на зубці шестірні, але впротилежному напрямку, тобто:

;

Питома колова сила.

Для прямозубих конічних передач К_{Н α}= К_{F α}=1, а коефіцієнти К_{Н β} і К_{F β}знаходять за табл.4.1 і табл.4.2методом інтерполяції:

Коефіцієнти динамічного навантаження зубців К_Нv і К_Fv можна братитакі самі, як для циліндричних зубчастих передач при коловій швидкості

З таблиці 3.12 визначаємо ступінь точності зубчатих передач по ГОСТ 1643-81:
Коефіцієнти динамічного навантаження зубців К_Нvі К_Fv(Таблиця3.15) визначаємо методом інтерполяції:

Підставляємо значення і знаходимо та

Визначитикрокланцюга

Ланцюги з великим кроком мають більшу несучу здатність, але допускають менші кутові швидкості. Доцільно вибирати ланцюги з мінімальним допустимим кроком за формулою:

де – крутний момент на валу ведучої зірочки, Нмм; - допустимий тиск у шарнірах ланцюга, МПа, береться із табл.6.12; – число зубців ве-дучої зірочки; m – число рядів ланцюга.

Приймемо мм. Тоді з таблиці 6.12 медотом інтерполяції оберемо допустимий тиск у шарнірах ланцюга (w₂ = 37,4 с^{- 1}):

Підставлємо відомі значення і шукаємо крок ланцюга:

Приймемо наближене округлене стандартне значення мм

Визначити швидкість ланцюга

В силу того, що ланки ланцюга розміщені навколо зірочки по сторонах многокутника, швидкість ланцюга непостійна. Середня швидкість руху ланцюга:

Проектування привода

Д

1.1 Завдання і обґрунтування.

(Завдання 2)

Складові частини привода:

1. Електродвигун;

2. Муфта;

3. Редуктор одноступеневий конічний;

4. Ланцюгова передача;

5. Вихідний вал привода.

 

Режим навантаження – СН.

Термін роботи 10000 годин.

 

Вихідні дані: P_в = 3,2 кВт; w_в = 11 с^-1,

де: P_в – потужність на вихідному валі привода;

w_в – кутова швидкість вихідного вала привода.

 

Вибір електродвигуна, кінематичний та енергетичний розрахунок привода.

 

1. Загальний ККД привода

h = h_м * h³_п.п * h_к.зак* h_л.в=0,98 * 0,992³ * 0,95 * 0,9 = 0,818

 

2. Розрахункова потужність електродвигуна

Р_р = Р_в / h = 3,2 / 0,818 = 3,912 кВт

 

Приймаємо електродвигун з номінальною потужністю 4 кВт серії 4А100L4 з наступними характеристиками:

синхронна частота обертання вала: n_с = 1500 об/хв

коефіцієнт S = 4,7 % = 0,047

Відношення пускового моменту до початкового: Т_n/ Т = 2,0

3. Номінальна частота обертання вала двигуна:

n_н = n_c * (1-S) = 1500*(1-0.047)=1429.5 об/хв

 

4. Номінальна кутова швидкість вала двигуна:

w_дв = w_н = π *n_н / 30 = 3,14 * 1429,5 /3 0 = 149,6 с^-1

 

5. Передаточне число привода:

u = w_дв/ w_в= 149.6/11 = 13.6

 

u = u₁ * u₂; де u₁- передаточне число закритої конічної передачі

u₂ - передаточне число відкритої ланцюгової передачі

Приймаємо стандартне значення u₁ = 4; тодіu₂ = u / u₁ = 13.6 / 4 = 3.4

 

6. Кутові швидкості валів привода:

w₁ = w_дв= 149,6 с^-1

w₂ = w₁ / u₁= 149,6 / 4 = 37,4 с^-1

w₃ = w₂ / u₂= 37,4 / 3,4 = 11 с^-1

7. Потужності на валах привода:

 

Р₁ = Р_р * h_м * h_п.п= 3,912 * 0,98 * 0,992 = 3,803 кВт

Р₂ = Р₁ * h_к.зак* h_п.п= 3,803 * 0,95 * 0,992 = 3,584 кВт

Р₃ = Р₂ * h_к.зак* h_п.п= 3,584 * 0,9 * 0,992 = 3,199 кВт

 

8. Обертальні моменти на валах привода:

Т₁ = Р₁ / w₁ = 3,803*10³ / 149,6 = 25,42 Н*м

Т₂ = Р₂ / w₂ = 3,584 *10³ / 37,4 = 95,83 Н*м

Т₃ = Р₃ / w₃ = 3,199 *10³ / 11= 290,81 Н*м