Общий КПД привода определится как

h=h₁×h₃×h₂²×h₄=0.98×0.96×0.99²×0.98»0.90.

Требуемая мощность электродвигателя определится как

кВт.

В табл. П.1 [1, с.390] по требуемой мощности Р_тр=4.0 кВт выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин 4А112МВ6У3, с параметрами Р_дв=4.0 кВт и скольжением 5.1% (ГОСТ 19523–81).

4А112МВ6У3 (ГОСТ 19523-81)
Р_дв, кВт	n_дв, об/мин	S, %	L₁, мм	Н, мм	D, мм	d₁, мм	l₁, мм	l₂, мм	l₃, мм	b, мм	d, мм
4.0		5.1

Номинальная частота вращения двигателя n_дв=1000-51=949 об/мин, а угловая скорость w_дв= рад/с.

Возможные значения частных передаточных отношений для одноступенчатого цилиндрического редуктора i_Р=2¸6, для ременной передачи i_рем=2¸4 i_общ= i_Р×i_рем=4¸24.

Проверим общее передаточное отношение:

Частные передаточные числа можно принять: для цилиндрического редуктора по ГОСТ 2185–66 [1, с.36] u_Р=4, тогда для ременной передачи

i_рем=u_рем= .

Частоты вращения и угловые скорости валов привода

Вал дв-ля (1)	n₁=n_дв=949 об/мин	w₁=w_дв=99.4 рад/с
Ведущий вал редуктора (2)	об/мин	рад/с
Ведомый вал редуктора (3)	об/мин	w_вых»6.28 рад/с

Мощность на ведущем валу привода (валу электродвигателя)

Р₁= 4.0 кВт.

Мощность на ведущем валу редуктора

кВт.

Мощность на ведомом валу редуктора

кВт.

Вращающие моменты:

на ведущем валу привода Н×мм;

на ведущем валу редуктора Н×мм;

на ведомом валу редуктора Н×мм.

Срок службы привода

Lh=365·Т· Кгод ·24· Ксут = 365 × 6 × 0.8 × 24 × 0.35»14700 часов.

Здесь

Кгод=0.8 - коэффициент годового использования;

Ксут=0.35 - коэффициент суточного использования;

Т=6 лет - срок службы; нагрузка постоянная, спокойная (принято).

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками (табл. 3.3) [1, с.34]: для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твердость HB 230; для колеса – сталь 45, термообработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – HB 200 [1, с.34].

Допускаемые контактные напряжения

где s_{H lim b}– предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2 [1, с.34] для углеродистых сталей с твердостью поверхности зубьев менее HB 350 и термообработкой (улучшением)

s_{H lim b}=2HB+70;

K_HL– коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают K_HL=1; [s_Н]=1.1 [1, с.33].

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

[s_H]=0.45([s_H1]+ [s_H2]);

для шестерни МПа;

для колеса 428 МПа.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

[s_Н]=[s_Н2]=428 МПа.

Коэффициент принимаем предварительно по табл. 3.1 [1, c.32], как в случае несимметричного расположения колес (чтобы учесть деформации и ухудшение зацепления вследствие влияния нагрузки от консольно расположенного шкива ременной передачи), значение К_Н_b=1.25.

Принимаем для прямозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию [1, c.36].

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

мм,

где для прямозубых колес К_а=49.5, а передаточное число редуктора u=u_p=4.

Принимаем значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185–66 a_w=250 мм [1, c.36].

Модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

m=(0.01¸0.02)a_w=(0.01¸0.02)×250 =2.5¸5.0 мм;

принимаем по ГОСТ 9563–60 m=4.0 мм [1, c.36].

Определим числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем z₁=25; тогда z₂=z₁u=25×4=100. Принимаем z₂=100.

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:

мм;

мм.

Проверка: мм;

Диаметры вершин зубьев:

d_a1=d₁+2m=100.00+2×4.0=108.00 мм;

d_a2=d₂+2m=400.00+2×4.0=408.00 мм;

ширина колеса b₂=y_baa_w=0.2×250=50 мм;

ширина шестерни b₁=b₂+3 мм=53 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи

м/с.

При такой скорости следует принять 8-ю степень точности [1, c.32].

Коэффициент нагрузки

K_H=K_H_bK_H_a K_HV.

Значения K_H_b даны в табл. 3.5 [1, c.39]; при y_bd=0.53, твердости НВ 350 и принятом несимметричном расположении колес относительно опор (с учетом изгиба ведущего вала от ременной передачи) принимаем K_H_b=1.1.

По табл. 3.4 [1, c.39] при V=1.3 м/c и 8-й степени точности K_H_a»1.07.

По табл. 3.6 [1, c.40] для прямозубых колес при V 5 м/с имеем K_HV= 1.05.

Таким образом, K_H=1.1×1.07×1.05»1.24.

Проверка контактных напряжений по формуле Герца:

s_H Н/мм²<[s_Н]=

=428 МПа.

Расчет считается удовлетворительным, если

%, что менее допускаемой недогрузки в 15% [1, c.62].

Силы, действующие в зацеплении:

окружная F_t= H;

радиальная F_r= Н.

Здесь a=20° - угол зацепления в нормальном сечении.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Здесь коэффициент нагрузки K_F= K_F_b K_FV [1, c.42].

По табл. 3.7 [1, c.43] при y_bd»0.53, твердости HB 350 и «несимметричном» расположении зубчатых колес относительно опор K_F_b=1.09. По табл. 3.8 [1, c.43] K_FV=1.25.

Таким образом, коэффициент K_F=1.09×1.25≈1.36.

Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Z_V:

у шестерни 25;

у колеса 100.

Тогда Y_F1=3.9 и Y_F2=3.6 [1, c.42].

Допускаемое напряжение .

По табл. 3.9 [1, с.44] для стали 45 улучшенной при твердости HB 350 =1.8HB.

Для шестерни =1.8×230=415 MПа; для колеса =1.8×200=360 MПа.

[S_F]= [S_F]¢ [S_F]² – коэффициент безопасности, где [S_F]¢ = 1.75 по табл. 3.9 [1, с.44], [S_F]²=1 (для поковок и штамповок). Следовательно [S_F]= 1.75. .

Допускаемые напряжения:

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

Находим отношения :

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Проверяем прочность зуба колеса

MПа <[s_F2]=252 МПа.

Условие прочности выполнено.

3. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные для расчета: передаваемая мощность Р_ТР=Р₁=4.0 кВт; частота вращения ведущего шкива n₁=949 об/мин; передаточное отношение i_pем=3.95; скольжение ремня e=0.015.

По номограмме на рис 7.3 [1, c.134] в зависимости от частоты вращения меньшего шкива n₁=1458 об/мин и передаваемой мощности Р₁=10.87 кВт принимаем сечение клинового ремня Б.

Вращающий момент на ведущем шкиве Н×мм;

Диаметр меньшего шкива [1,c.130]

мм.

Согласно табл. 7.8 [1, c.133] с учетом того, что диаметр шкива для ремней сечения Б не должен быть менее 125 мм, принимаем d₁=140 мм.

Диаметр большего шкива

d₂=i_pемd₁(1-e)=3.95×140(1–0.015)»545 мм.

Принимаем d₂=560 мм [3, т.2, c.736].

Уточняем передаточное отношение

Окончательно принимаем диаметры шкивов d₁=140 мм и d₂=560 мм.

Отклонение , что менее допускаемых 3%.

Межосевое расстояние а_р следует принять в интервале [1, c.130]

a_min=0.55(d₁+d₂)+T₀=0.55(140+560)+10.5»396 мм;

a_max=d₁+d₂=140+560=700 мм,

где Т₀=10.5 мм (высота сечения ремня [1, c.131].

Принимаем предварительно близкое значение а_р=500 мм.

Расчетная длина ремня

мм.

Ближайшее значение по стандарту [1, c.131] L=2240 мм.

Уточненное значение межцентрового расстояния a_p с учетом стандартной длины ремня L

где w=0.5p(d₁+d₂)=0.5×3.14(140+560)»1100 мм;

y=(d₂–d₁)²=(560-140)²=176400;

мм.

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0.01L=0.01×2240»22 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0.025L=0.025×2240=56 мм для увеличения натяжения ремней.

Угол обхвата меньшего шкива

Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи по табл. 7.10 [1, c.136];

для привода к лебедке при односменной работе С_р=1.0.

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по табл. 7.9 [1, c.135]:

для ремня сечения Б при длине L=2240 мм коэффициент С_L=1.0.

Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата [1, c.135];

при a₁=135° коэффициент С_a»0.86.

Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче: предполагая, что число ремней в передаче будет от 2 до 3 , примем С_z=0.95.

Число ремней в передаче

где Р₀ - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт [1, c.132]; для ремня сечения Б при длине L=2240 мм, работе на шкиве d₁=140 мм и i>3 мощность Р₀=2.37 кВт;

Принимаем z=3.

Натяжение ветви клинового ремня

где скорость м/с; q - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил; для ремня сечения Б коэффициент [1, c.136].

Тогда Н.

Давление на валы

Н.

Ширина шкивов В_Ш[1, с.138]

=88 мм.

Эскиз ведомого и ведущего шкивов

клиноременной передачи
4. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал редуктора

Учитывая отсутствие на валу консольных нагрузок, принимаем [t_к]=20 МПа.

мм. Приняли d_в1=35 мм.

Тогда d_п1=40 мм – диаметр вала под подшипниками.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал редуктора

Учитывая отсутствие на валу консольных нагрузок, принимаем [t_к]=20 МПа.

мм.

Приняли d_в2=55 мм – диаметр вала под посадку полумуфты.

d_п2=60 мм – диаметр вала под подшипниками.

d_к2=65 мм – диаметр вала под колесом.

Для соединения концов валов редуктора и приводимого механизма примем муфту МУВП по ГОСТ 21424 - 75 с расточкой под d_в2=55 мм и крутящим моментом Т_max=710 Н×м.

123

Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту: