Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

Схема привода

 

 

 

Рисунок 1 – Кинематическая схема привода

- подобрать электродвигатель по номинальной мощности и частоте вращения ведущего вала;

- определить общее передаточное число привода и его ступеней;

- определить мощность, частоту вращения, угловую скорость и вращающий момент на каждом валу привода.

 

Данные для расчета

1 Мощность на рабочем валу Р_вых=5,2 кВт

2 Частота вращения рабочего вала n_вых=100 об/мин.

Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

 

Расчетная мощность, Р_расч, кВт, определяется по формуле:

(4.1.3,1)

Определим общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

(4.1.3,2)

где η_ред=0,98 – КПД редуктора;

η_з.п=0,97 – КПД ременной передачи;

η_п=0,99 – КПД одной пары подшипников;

 

Определим требуемую мощность двигателя:

кВт.

По Р_расч выбираем электродвигатель:

Тип – 4АМ160 4У3

Р_расч – 12,15 кВт

n_эл.дв – 1495 об/мин

 

 

Рисунок 2 – Электродвигатель серии 4А

 

Определение передаточного числа привода и его ступеней

Определяем передаточное число привода u_общ

 

U_общ=n_эл.дв/n_вых, (4.1.4,1)

 

U_общ= 1495/120=12,2.

Принимаем передаточное число редуктора u_ред=4.

Передаточное число ременной передачи u_рп

U_з.п=U_общ/U_ред, (4.1.4,2)

U_з.п= 12,2/4=3,05.

Частоту вращения на валах привода n, об/мин, определяем по следующим формулам:

; (4.1.4,3)

; (4.1.4,4)

. (4.1.4.5)

 

n₁=1495 мин^-1;

n₂=373,75 мин^-1;

n₃=122,54 мин^-1.

 

Угловые скорости на валах привода , рад/с, определяем по формулам:

; (4.1.4.6)

; (4.1.4.7)

. (4.1.4.8)

рад/с;

рад/с;

рад/с.

 

Мощность на валах привода P, кВт, определяем по формулам:

 

; (4.1.4.9)

; (4.1.4.10)

. (4.1.4.11)

кВт;

кВт;

кВт.

 

Вращающий момент на валах привода Т, Нм определяем по формулам:

 

; (4.1.4.12)

; (4.1.4.13)

; (4.1.4.14)

Нм

Нм

Нм.

Полученные данные заносим в таблицу 1.

 

Таблица 1 – параметры кинематического расчета привода

№ вала	Р, кВт	η, мин^-1	ω, рад/с	Т, Н*м
I	12,15		156,47	77,65
II	11,67	373,75	39,11	298,38
III	11,3	122,54	12,84	880,06

4.2 Выбор материала и определение допускаемых напряжений

Выбор материала зубчатых колес

Выбор материала зубчатых колес зависит от назначения передачи и условий ее работы. В качестве материала для изготовления зубчатых колес принимаем сталь.

Выбираем легированную сталь 40Х.

Термообработка улучшение.

Твердость поверхности зубьев шестерни НВ₁=270.

Твердость поверхности зубьев колеса НВ₂=240.

 

Определение допускаемых напряжений на контактную прочность

Для шестерни Н/мм²,

; (4.2.2.1)

для колеса Н/мм²,

; (4.2.2.2)

где =1 – коэффициент долговечности, для длительно работающих передач;

– допускаемые контактные напряжения, соответствующие пределу выносливости, Н/мм²,

для шестерни

; (4.2.2.3)

Н/мм²;

для колеса

; (4.2.2.4)

[σ]_HO2=1,8*240+67=499 Н/мм².

Соответственно допускаемые контактные напряжения равны:

Н/мм²;

[σ]н₂=1*499=499 Н/мм².

Расчет передачи по колесу, так как оно является слабым звеном

 

Определение допускаемых напряжений на изгибную прочность зубьев

для шестерни , Н/мм²

; (4.2.3.1)

для колеса , Н/мм²

; (4.2.3.2)

где =1 – коэффициент долговечности по напряжениям изгиба для длительно работающих передач;

– допускаемые напряжения, соответствующие пределу изгибной выносливости зубьев, Н/мм²,

для шестерни

; (4.2.3.3)

Н/мм²;

для колеса

; (4.2.3.4)

[σ]_FO2=1,03*240=247,2 Н/мм².

Соответственно допускаемые напряжения на изгиб равны:

Н/мм²;

[σ]_F2=1*247,2=247,2 Н/мм².

Проектный расчет передачи

Определяем основные геометрические размеры передачи:

Определяем межосевое расстояние зубчатой передачи, , мм по формуле:

; (4.3.1)

где К_а=43 – вспомогательный коэффициент для расчета прямозубых цилиндрических передач;

U_p – передаточное число редуктора;

Т₃ – вращающий момент на тихоходном валу редуктора Н*мм;

К_Нβ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;

Ψ_а – коэффициент ширины венца колеса в зависимости от межосевого расстояния передачи;

[σ]_H2 – допускаемые контактные напряжения на колесе, Н/мм².

мм,

Принимаем =130 мм по ГОСТ 6636-80.

Нормальный модуль зацепления косозубых цилиндрических передач, m_n,

m_n=(0,01…0,02)а_w,; (4.3.2)

m_n=(2…4)мм.

Принимаем мм по ГОСТ 9563-60

 

Рисунок 3 – Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи

 

Предварительно определяем минимальный угол наклона зубьев передачи

; (4.3.3)

где b₂ – ширина венца колеса, мм

; (4.3.4)

где =0,4 – коэффициент ширины венца косозубого колеса.

мм;

;

.

 

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

; (4.3.5)

где - минимальный угол наклона зуба;

m_n – нормальный модуль зацепления, мм.

 

Фактический угол наклона зубьев шестерни и колеса

; (4.3.6)

;

.

 

Число зубьев

шестерни, z₁

; (4.3.7)

колеса, z₂

; (4.3.8)

;

.

 

Фактическое передаточное число редуктора

; (4.3.9)

Отклонения значений передаточного числа от фактического

(4.3.10)

 

Номинальное значение u не должно отличаться от фактического u_ф больше чем на 5%.

Делительный диаметр

шестерни, , мм

; (4.3.11)

мм;

 

колеса, , мм

; (4.3.12)

мм;

Определяем фактическое межосевое расстояние редуктора, , мм

; (4.3.13)

мм.

 

Отклонение значений межосевых расстояний,

; (4.3.14)

Определяем диаметры вершин зубьев зубчатых колес, мм

; (4.3.15)

для шестерни,

d_a1=51,49+2*2,5=56,49 мм;

для колеса,

d_a2=208,04+2*2,5=213,54 мм.

Определяем диаметры впадин зубьев зубчатых колес, мм

; (4.3.16)

для шестерни,

d_f1=51,49-6,25=45,24 мм;

для колеса,

d_f2=208,54-6,25=202,29 мм.

Ширина венца зубчатого колеса из формулы

 

b₂=Ψ_a*a_w, (4.3.17)

b₂=0,4*130=52 мм;

 

для шестерни

b₁ = b₂+(2...4),

b₁= 54...56 мм;

Принимаем b₁= 56 мм.

 

Пригодность заготовок для изготовления шестерни и колеса.

Чтобы получить при термообработке ранее принятые для расчета механические характеристики материалов шестерни и колеса, необходимо выполнить условие пригодности их заготовок:

; (4.3.18)

где D_пред – предельный размер заготовки, мм,

D_заг – размер заготовки шестерни, мм.

; (4.3.19)

где 6 мм – припуск на механическую обработку

D_заг = 56,49 + 6 = 62,49 мм;

до 120 мм.

62,49 мм < 120 мм,

условие пригодности выполняется.

4.4 Определение силовых параметров в зацеплении зубчатых колес