Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя
1.1 Определение мощности приводного вала
Pвых = F1·V [2, c.8]
где F1 — тяговое усилие (кН) .
V- скорость движения ленты (м/с).
Рвых=4,3·1,2=5,16 кВт.
1.2 Определение коэффициентов полезного действия всего привода
ηобщ= η1 · η23 · η3 · η4 [2, c.8]
где η1 – КПД, учитывающий потери в муфте, η1 = 0,98 [2, с.9, табл.1],
η2 – КПД, учитывающий потери в одной паре подшипников качения,
η2 = 0,99 .
η 3 – КПД, учитывающий потери в зубчатой передаче.
η3 = 0,96…0,98 . примем η3 = 0,97.
η4 – КПД, учитывающий потери в цепной передаче.
η4 = 0,92…0,95 . примем η4 = 0,95.
ηобщ= 0,98 · 0,993 · 0,97 · 0,94 = 0,878.
1.3 Определение частоты вращения выходного вала привода
nвых = (60 · 103 · V) / (П ·Дб) . [2, c.9]
где D6— диаметр барабана (мм).
nвых = (60 · 103 · 1,2) / (3,14 · 275) = 83,382 об/мин .
1.4 Определение ориентировочных передаточных отношений привода
uобщ = u1 · u2 . [2, c.9]
где u1 – передаточное отношение редуктора .
u1 = 2,5…5 . [2, c. 9, табл.2]
u2 – передаточное отношение цепной передачи.
u2 = 1,5…3 .
uобщ = (2,5…5)· (1,5…3) = 5…15.
1.5 Определение требуемой частоты вращения двигателя
nпот.эл. = nвых · uобщ . [2, c.9]
nпот.эл. = 83,382 · (5…15)= 416,9…1250,73 об/мин.
1.6 Выбор электродвигателя
Рпот.эл = Рвых/ ηобщ
значение Рвых (кВт) берется из п. 1.1, а значение ηобщ из п. 1.2.
Рпот.эл = 5,16/ 0,878
Закрытый обдуваемый марки 160S8/750, Р = 7,5 кВт, n = 750 об/мин.
[2, c. 25, табл. Б.1]
1.7 Уточнение общего передаточного числа привода и его распределение между типами передач привода
uобщ = nэл / nвых . [2, c.10]
uобщ = 750 / 83,382=8,995 .
u1 = 3,15 . [2, c. 10, табл. 3]
u2 = uобщ / u1 = 8,995/ 3,15 = 2,86.
1.8 Определение частоты вращения валов привода
nэл = 750 об/мин.
n1 = nэл / u2 = 750 / 2,86= 262,24 об/мин.
n2 = n1 / u1 = 262,24 / 3,15 = 83,25 об/мин.
n3 = n2 =83,25 об/мин
1.9 Определение мощности на каждом валу привода
Р1 = Рпотр · η1 · η2 = 7,47 · 0,98 · 0,99 = 7,25 кВт .
Р2 = Р1 · η3 = 7,25 · 0,97 = 7кВт .
Р3 = Рвых = 6,5 кВт.
1.10 Определение крутящих моментов валов привода
Твых = F1D6 /2,
где значения F1(Н), D6 (м) берутся из условия задания.
Твых = 4,3∙275 /2 = 591,25 Нм .
Т2= Твых / η1 · η2 · η4 ∙ u2,
где η1 – КПД соединительной муфты — учитывается в схемах, в которых выходной вал редуктора соединяется с приводным валом при помощи муфты .
η2 – КПД подшипников .
η4 – КПД, учитывающий потери в цепной передаче .
u2 – передаточное число передачи (ременной или цепной соответственно), расположенной между редуктором и приводным валом, если таковая имеется (берется из п. 1.7).
Т2= 591,25/ 0,99 · 0,95∙ 2,86 = 222,03.
Т1= Т2 / η1 · η2 · η3 ∙ u1,
где η1— КПД соединительной муфты — учитывается в схемах, в которых на входной вал редуктора насажена муфта .
η2 — КПД цилиндрической зубчатой передачи .
η3 — КПД подшипников .
u1 — передаточное число зубчатой передачи (берется из п. 1.7).
Т1= 222,03 / 0,99 · 0,93 · 3,15 = 77,33
Расчет цилиндрической зубчатой передачи
2.1 Выбор материалов и термической обработки
Таблица 4 – Механические характеристики сталей, используемых для изготовления зубчатых колес
Марка стали | Термообработка | Твердость зубьев | σт, Н/мм2 | |
Шестерня | 40Х | Улучшение | 269…302 | |
Колесо | 40ХН | Улучшение | 235…262 |
2.2 Определение допускаемых напряжений
Предварительно определяется средняя твердость рабочей поверхности зубьев.
НВср = 0,5 · (НВmin + НВmax) . [1, c.13]
Шестерня НВср1 = 0,5(269+302) = 285,5 МПа .
Колесо НВср2 = 0,5(235+262) = 248,5 МПа .
Допускаемые напряжения
[σН] = 1,8НВср + 67 . [1, c.13]
[σF] = 1,03HBср .
где [σН] – допускаемое контактное напряжение, Мпа.
[σF] – допускаемое напряжение изгиба, Мпа.
[σН1] = 1,8 · 285,5 + 67 = 580,9 МПа .
[σН2] = 1,8 · 248,5 + 67 = 514,3 МПа .
[σF1] = 1,03 · 285,5 = 294, 1 МПа .
[σF2] = 1,03 · 248,5 = 255,9 МПа.
2.3 Определение межосевого расстояния
Примем коэффициент межосевого расстояния для передачи с прямыми зубьями Ка = 43,0. [2, c.13]
Коэффициент ширины Ψbа для проектирования одноступенчатого цилиндрического редуктора принимаем стандартное значение Ψbа = 0,4.
Коэффициент ширины
Ψbd = 0,5 Ψbа (u1 + 1) . [1, c.13]
Ψbd = 0,5 · 0,4 · (3,15 +1) = 0,83 .
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий
КНВ = 1 + (2 Ψbd)/S ≤2 . [1, c.13]
где S – индекс схемы при симметричном расположении шестерни относительно опор, принимается равным 8.
КНВ = 1 + (2· 0,83)/8 = 1,2075 ≤ 2
Межосевое расстояние (мм)
aω = ка·(u1+1)· =113,2 мм
Округляем до 120 мм.
2.4 Расчет предварительных основных размеров колеса
Делительный диаметр (мм)
d2=(2∙ aω∙ u1)/(u1+1) . [2, c.14]
где aω — межосевое расстояние (мм), берется из п.2.3 .
u1 — передаточное число зубчатой передачи (см. п. 1.7).
d2=(2 · 120 · 3,15)/(3,15+1)=182,169.
Ширина (мм)
b2= Ψbа aω [2, c.14]
b2=0,4·120 = 48 мм
2.5 Расчет и выбор по стандарту модуля передачи
Km=5,2 – коэффициент модуля для прямозубой передачи.
Модуль передачи (мм):
m≥ (2∙Km∙T2)/(d2∙b2∙[σF]) . [2, c.14]
m≥ (2·5,2·222030)/(182,169·48·255,9)=1,03мм .
Расчетное значение модуля передачи примем 1,25 мм.
2.6 Определение суммарного числа зубьев и угла наклона.
Минимальный угол наклона зубьев колес:
— шевронных βmin = 25◦ [1,c.15]
Суммарное число зубьев
ZΣ=(2·aω cos βmin)/m . [1,c.15]
ZΣ=(2·120·cos25˚)/1,25= 174,01 .
Округляем до 174.
β = arcos (ZΣm/2 aω)
β = arcos (174∙1,25/2∙ 120)
2.7 Определение числа зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни
Z1= ZΣ/(u1+1)≥ Z1min . [2,c.15]
где Z1min — минимальное число зубьев шестерни: для косозубых и шевронных Z1min =17∙cos3β.
Значение Z, округляют в ближайшую сторону до целого.
Z1= 174/(3,15+1) = 41,93≥ 17∙cos325,0078 = 12,59
Z1 = 42
Число зубьев колеса
Z2= ZΣ — Z1=174 — 42=132.
2.8 Определение фактического передаточного числа
Фактическое передаточное число:
Uф= Z2/ Z1=132/42=3,14 . [2, c.15]
Отклонение от заданного передаточного числа
— |/ ·100% ≤4% . [2, c.16]
– / 3,15)·100% = 1%.
2.9 Определение геометрических размеров колес
Делительные диаметры (мм)
— шестерни d1=(Z1·m)/cosβ . [1, c.16]
d1=(42·1,25)/ cos 25,0078 = 57,931 мм .
— колеса d2=2·aω — d1 .
d2=2·120 – 57,931 = 182,069 мм.
Диаметр окружностей вершин зубьев (мм)
— шестерни da1= d1 + 2m .
da1= 57,931 + 2·1,25 = 60,431 мм .
— колеса da2 = d2 + 2m .
da2 = 182,069 + 2·1,25 = 184,569 мм.
Диаметры окружностей впадин зубьев (мм)
— шестерни df1 = d1 – 2,5m .
df1 = 57,931– 2,5·1,25 = 54,806 мм .
— колеса df2 = d2 – 2,5m .
df2 = 182,069 – 2,5·1,25 = 178,944 мм.
Ширину шестерни b1 (мм) принимают по соотношению b1 /b2, где b2 – ширина колеса.
Таблица 1 – Вычисление ширины шестерни
При b2 | До 30 | св. 30 до 50 | Св. 50 до 80 | Св. 80 до 100 |
b1 /b2 | 1,1 | 1,08 | 1,06 | 1,05 |
b1 = 1,08 ·56=51,84 мм.
Рисунок 1 — Размеры колес