Кинематический расчет привода. Выбор электродвигателя привода

 

Выбор электродвигателя привода

 

Общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

 

 

где  – КПД муфты, = 0, 98;

 – КПД пары подшипников качения, = 0, 99;

 – КПД зубчатой передачи, = 0, 97;

– КПД клиноременной передачи, = 0, 93;

= 0, 98·0, 99²·0, 97·0, 93 = 0, 86

Расчетная требуемая мощность двигателя:

 

Р_т.р. = Р_з /

 

где Р_з –мощность электродвигателя, Р_з =2 кВт;

Р_т.р. = 2 / 0, 885 = 2, 33 кВт

Определяем требуемое число оборотов двигателя:

 

,

 

где - число оборотов двигателя, - передаточное число редуктора, =4, - передаточное ременной передачи, =3, подбираем по таблице 5.5 приложения [1];

об/мин;

По данным таблицы 5.1 приложения [1] принимаем

электродвигатель 4А112МВ8У3, у которого:

- мощность двигателя, 3 кВт,

- синхронная частота вращения, 750 об/мин,

S – скольжение, S = 3.7%;

По формуле 5.7 приложения [1] определяем частоту вращения у нагруженного ротора:

 

n_дв=n_с(S-1) = 750(0.037-1) = 722.25 об/мин;

 

Назначение передаточных чисел

 

По формуле 5.1 приложения [1] определим общее передаточное число двигателя:

 

u_общ=n_дв/n_с;

 

u_общ=22.25 /60=12;

Уточняем передаточное число цепной передачи:

 

U_ц.п.= u_общ/u_ред.;

 

U_ц.п.=12/4=3;

Тогда получаем:

передаточное число редуктора равно, =4,

передаточное число ременной передачи, u_.ц.п.= 3;

Расчет нагрузочных и кинематических характеристик

Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитывают на валах из требуемой (расчетной) мощности двигателя и его номинальной частоты вращения при установившемся режиме.

Рассмотрим силовые и кинематические характеристики для каждого элемента привода

 

Расчет нагрузочных и кинематических характеристик

 

Ротор электродвигателя:

 

P₂=P_тр.=2.33 кВт;

n₁=n_дв=722.25 об/мин;

ω ₁=π n₁/30=(3.14*722.25)/30=75.6 с^-1;

Т₁=Р₁/ ω ₁=2.33*10³/75.6=30.82 Нм;

 

Быстроходный вал:

 

Р₂=Р₁* * =2.33*0.93*0.99=2.15 кВт;

n₂=n₁/u_ц.п=722.25 /3=240.75 об/мин;

ω ₂=π *n₂/30=3.14*240.75/30=25.2 с^-1;

Т₂=Р₂/ ω ₂=2.15*10³/25.2=85.32 Нм;

 

Тихоходный вал:

 

Р₃=Р₂* * =2.15*0.99*0.97=2.06 кВт;

n₃=n₂/ u_ред =240.75/4=60 об/мин;

ω ₃=π * n₃/30=3.14*60/30=6.3 с^-1;

Т₃=Р₃/ ω ₃=2.06*10³/6.3=327 Нм;

Вал рабочего органа:

 

Р₄=Р₃* =2.06*0.98=2 кВт;

Т₄=Р₄/ ω ₃=2*10³/6.3=320 Нм;

Расчет передач привода

Расчет зубчатой передачи

 

Выбор материала, вида термообработки и определение допускаемых напряжений зубчатых колес

В настоящее время основным материалом для изготовления зубчатых колес является сталь. В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на курсовое проектирование, применяются колеса с твердостью материала не более 350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ₁ назначают больше твердости колеса НВ₂.

В зубчатых передачах марки сталей шестерни и колеса выбираем одинаковые. Для передачи, с косыми зубьями выбираем сталь марки 40ХН, с улучшенной термообработкой, с твердостью: для колеса – НВ 250, для шестерни – НВ 295 [3].

Допускаемые контактные напряжения, МПа:

 

,

 

где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов, по табл. 3.2 [1]

 

 МПа;

 МПа;

 

 – коэффициент долговечности, для длительной эксплуатации

 

= ,

 

где

 

N_HO=15*10⁶ – для шестерни;

N_HO=24*10⁶ – для колеса;

N_HE1=60*n₂*t=60*240.75*10⁴=144.5*10⁶ – для шестерни;

N_HE2=60*n₃*t=60*60*10⁴=36*10⁶ – для колеса;

= = 0.89 – для шестерни;

= = 0.98 – для колеса;

 

 – коэффициент безопасности, примем =1, 1.

 МПа;

 МПа;

Общее допускаемое контактное напряжение равно:

 

МПа;

Проектный расчет зубчатой передачи. Межосевое расстояние определяем по формуле 9.39[1], мм.:

 

;

 

где ; ; ;

148 мм;

По таблице 9.2[1] уточняем 160 мм;

Определяем модуль по таблице 9.1[1]:

 

m_n=(0.01…0.02)* = 0.02 * 160 = 3.2

 

по таблице m_n=3;

Определяем ширину колеса и шестерни:

 

мм – для колеса;

мм – для шестерни;

 

Определяем угол наклона:

 

Sin(β )=π *m_n/b₁=3.14*3/64=0.147;

β =arcsin(0.147)=8⁰;

 

Определяем общее число зубьев, шестерни и колеса:

 

Z_сум =2* *cos(β )/ m_n =2*160*cos(8⁰)/3=105;

Z₁= Z_сум /(u_ред+1)=105/(4+1)=21;

Z₂= Z_сум - Z₁=105-21=84;

 

Уточняем фактическое передаточное число:

 

u_ф.=Z₂/ Z₁=84/21=4;

Δ =(u- u_ф.)/ u_ф.*100%=(4-4)/4*100%=0%;

 

Уточняем cos(β ):

 

cos(β )=( Z₁+ Z₂)* m_n /2* =(105*3)/2*160=0.99375;

 

Определяем диаметры колеса и шестерни по формуле 9.6[1]:

 

d₁= m_n * Z₁/ cos(β )=3*21/0.99375=64 мм – для шестерни;

d₂= m_n * Z₂/ cos(β )= 3*84/0.99375=256 мм – для колеса;

 

Проверим межосевое расстояние стр.146[1]:

 

=( d₁+d₂)/2=(64+256)/2=159.5 мм;

 

Определим диаметры выступов и впадин шестерни и колеса по формуле 9.3[1]:

Шестерня:

 

d_выс= d₁+2* m_n=64+3*2=70 мм;

d_вп= d₁-2.5* m_n=64-3*2.5=56.5 мм;

 

Колесо:

 

d_выс=d₂+2* m_n=256+3*2=262 мм;

d_вп=d₂-2.5* m_n=256-3*2.5=248.5 мм;

 

Определим силы в зацеплении:

 

F_t1=2*T₂/d₁=2*85.32/64=2.6 кН;

F_t2=2*T₃/d₂=2*327/256=2.6 кН;

F_r1= F_t1*tg(α )/cos(β )=2.6*tg(20⁰)/cos(8⁰)=0.96 кН;

F_r2= F_t2*tg(α )/cos(β )=2.6*tg(20⁰)/cos(8⁰)=0.96 кН;

F_a1= F_t1*tg(β )= 2.6*tg(8⁰)=0.37 кН;

F_a2= F_t2*tg(β )= 2.6*tg(8⁰)=0.37 кН;

 

Определение скорости и степени скорости по таблице 9.9[1]:

 

 

Тогда:

 

 м/с;

 м/с;

S=9;

 

Проверочный расчет по формуле 9.42[1]:

 

 ;

275

1.88*cos(β )=1.88*cos(8⁰)=1.74;

ε _a=(1.88-3.2(1/z₁+1/z₂))cos(β );

 

ε _a=(1.88-3.2(1/21+1/84)) cos(8⁰)=1.68;

;

 

 

Коэффициенты , ,  определяем по таблицам соответственно 9.12[1], 9.10[1], 9.13[1]:

=1.11;

=1.026;

=1.25;

K_H=1.11*1.026*1.25=1.41075;

 МПа;

Определяем погрешность:

 

Δ =

 

Расчет зубьев при изгибе по формуле 9.44[1]:

 

 ;

 

Y_F1 и Y_F2 зависят от z_υ =z/ cos³(β ):

z_{υ 1}=z₁/cos³(β )=21/ cos³(8⁰)=21.62;

z_{υ 2}=z₂/cos³(β )=84/ cos³(8⁰)=87;

 

Тогда по таблице 9.10[1] Y_F1 и Y_F2 соответственно равны:

Y_F1=4.09;

Y_F2=3.61;

Допускаемое напряжение определяем по формуле 9.14[1]:

 

;

 

Пределы изгибной выносливости определяем по таблице 9.8[1]:

 

HB;

HB;

 

, ,  определяем по [1] стр.152

=1;

=1.5;

=1.8;

 МПа;

 МПа;

Определим по колесу или по шестерне будем вести расчет:

 

Расчет ведем по меньшей из величин

так как  меньше то расчет ведем по шестерне, тогда

 

 ;

;

;

;

;

 

;

МПа;

 

 ;

 

Расчёт цепной передачи

Выбираем цепь приводную роликовую однорядную ПР (по ГОСТу 13568-75) и определяем шаг цепи , мм:

 

;

где Т₁ – вращающий момент на ведущей звёздочке, Hм;

 – число зубьев той же звездочки;

 – допускаемое давление, приходящееся на единицу проекции опорной поверхности шарнира, =26 H/мм²;

 – коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи;

Предварительно вычисляем величины, входящие в формулу

Коэффициент:

 

 

где , , , , , .

;

 - число зубьев ведущей звёздочки

 

 

Согласно [2], скорости 0, 86 м/с соответствует допускаемое давление принимаем равным 26 Н/мм. V – число рядов цепи принимаем равным 1;

 мм

 мм.

Определяем число зубьев ведомой звёздочки:

 

.

Определяем фактическое передаточное число  и проверяем его отклонение от заданного:

 

 

Определяем оптимальное межосевое расстояние а, мм:

 

 

 - стандартный шаг цепи.

Тогда, межосевое расстояние в шагах:

 

 

Определяем число зубьев цепи  :

 

 

Уточняем межосевое расстояние  в шагах:

 

 

Определяем фактическое расстояние, мм:

 

 

Монтажное межосевое расстояние, мм:

 

 

Определяем длину цепи , мм:

 

 

Определяем диаметр звёздочек, мм:

– диаметр делительной окружности, мм:

– ведущей звёздочки:

 

– ведомой звёздочки:

 

 

– диаметр окружности выступов:

– ведущей звёздочки:

 

 

– ведомой звёздочки:

 

 

где  – коэффициент высоты зуба,  = 0.7;  – коэффициент числа зубьев ведущей и ведомой звездочек;

 

 

 – геометрическая характеристика зацепления:

 

Диаметр окружности впадин, мм.:

– ведущей звёздочки:

 

 

– ведомой звёздочки:

 

 

Проверочный расчёт

Проверяем частоту вращения меньшей звёздочки , :

 

Проверим число ударов цепи о зубья звёздочек , :

 

 

 

Определяем фактическую скорость цепи , :

 

 

Определяем окружную силу, передаваемую цепью, Н.:

 

 

Проверяем давление в шарнирах цепи, Н/мм²:

 

 

где  – площадь проекции опорной поверхности шарнира, =181.54 мм²;

Допускаемое давление в шарнирах цепи  уточняем в соответствии с фактической скоростью цепи [2]: =27 Н/мм².

26.5< 27

Проверяем прочность цепи:

 

 

где  – допускаемый коэффициент, запаса прочности для роликовых цепей;  – расчетный коэффициент запаса прочности;

 

 

 

 

Выбираем допускаемый коэффициент запаса прочности из [2] для роликовых втулочных цепей ПР:

Получаем:

7, 5≤ 23.4

Определяем силу давления цепи на вал, Н.:

 

 

где =1, 375; =263, 22 Н; =2822 Н;

 

Расчет и построение эпюр

Силы в зацеплении

1) Окружная сила, Н.:

– на шестерне:

 

 

– на колесе:

 

 

2) Радиальная, Н.:

– на шестерне:

 

 

– на колесе:

 

 

3) Осевая, Н.:

– на шестерне:

 

– на колесе:

 

 

4) Нагрузка на тихоходный вал со стороны муфты находится по формуле приложения[2], с 98, Н.:

 

 

5) Ременная находится по формуле приложения[2], с 98, Н.:

 

 

 

Тихоходный вал

 

Построение эпюр:

 

Рис. 2

 

Расчет эпюр:

 

Так как используются конические подшипники то точка приложения реакций смещается на величину

Тогда длины принимают следующие значения L = 80; l_оп = 146;

Составим уравнение моментов в вертикальной плоскости ∑ М₄ = 0;

 

∑ М₂ = 0;

 

Строим эпюру (рис. 2) изгибающих моментов относительно вертикальной плоскости в характерных сечениях, Н·м.:

 

 

Составим уравнение моментов в горизонтальной плоскости: ∑ М₄=0;

 

∑ М₂ = 0;

Строим эпюру (рис. 2) изгибающих моментов относительно горизонтальной плоскости в характерных сечениях, Н·м.:

 

 Н·м;

 Н·м;

 

Строим эпюру крутящих моментов,  Н·м; Определяем суммарные радиальные реакции, Н.:

 

 

Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

 

 Н·м;

 Н·м;

 Н·м;

 

Определяем эквивалентные моменты:

 

 Н·м;

 Н·м;

 Н·м;

Быстроходный вал

 

Построение эпюр:

Рис. 3

Опорные реакции:

Так как используются конические подшипники то точка приложения реакций смещается на величину

Тогда длины принимают следующие значения:

L = 66 мм; l_оп = 98 мм;

Составим уравнение моментов в вертикальной плоскости: ∑ М₃ = 0;

 

∑ М₁=0;

Строим эпюру (рис. 3) изгибающих моментов относительно вертикальной плоскости в характерных сечениях, Н·м.:

Составим уравнение моментов в горизонтальной плоскости:

 

∑ М₁=0;

 

∑ М₃=0;

 

Строим эпюру (рис. 3) изгибающих моментов относительно оси y в характерных сечениях, Н·м.:

 

Строим эпюру крутящих моментов,

Определяем суммарные радиальные реакции, Н.:

 

 

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н·м.:

 

 Н·м;

 

Определяем эквивалентные моменты:

 

 Н·м;

 Н·м;

 Н·м;

⇐ Предыдущая123Следующая ⇒

Поделиться: