Проект привода от электродвигателя на вал рабочей машины

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рассчитать и спроектировать привод от электродвигателя на вал рабочей машины

Размещено на http://www.allbest.ru/

Дано

Мощность на выходном валу - P =8,5 кВт

Частота вращения на выходном валу - n_вых. =36 мин^-1

Частота вращения вала электродвигателя - n_эд. =1000 мин^-1

Срок службы передачи - L =5 лет

Число смен роботы = 2

Коэффициент перегрузки Т_max/T_пот = 1,8

Характер нагрузки - постоянная

1. Кинематический расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

Определим потребительную мощность машины - элеватора

Определим общее КПД.

Подставим в формулу.

Синхронная частота вращения электродвигателя n_эд = 1000 мин^-1

Выберем стандартный электродвигатель с серии 4А по ГОСТу -1953-81- закрытого обдуваемого исполнения.

Тип двигателя - 4А1606УЗ

Мощность P_эд = 11 кВт

Частота вращение n_эд = 975 мин^-1

1.2 Определим передаточное отношение привода и делаем его разбивку по ступеням

Задаёмся передаточным отношением клиноременной передачи U_к.р.=2,тогда

В свою очередь

Определим передаточные отношение быстроходной и тихоходной ступени.

Выбираем передаточные числа быстроходной и тихоходной ступени по ГОСТ 2185-66

4,0

3,15

Определяем передаточное отношение клиноременной передачи

1.3 Определим мощности, частоту вращения и крутящие моменты на валах редуктора

1.3.1 Рассчитываем мощность на волах редуктора

1.3.2 Определить частоту вращения на валах редуктора

1.3.3 Определить крутящий момент на валах редуктора

- передаточный коэффициент

Таблица 1

Вал Параметр	Быстроходная	Промежуточная	Тихоходная
Мощность Вт	Р1=9,134	P2=8,859	P3=8,593
Частота вращения, мин-1	n1=453,699	n2=113,424	n3=36
Крутящий момент, Нм	T1=192,263	T2=745,904	T3=2279,531

Таблица 2

Ступень Параметр	Гибкая	Быстроходная	Тихоходная
Передаточное отношение	Uк.р=2,149	Uб=4	UT=3,15

2. Расчет тихоходной ступени редуктора

привод электродвигатель редуктор напряжение

Исходные данные для расчета:

U_т =4 - передаточное число тихоходной ступени;

n₃=18 мин^-1 - частота вращения тихоходного вала;

T₃=3320.747Нм - крутящий момент на тихоходном валу;

L= 5 лет;

2 смени;

Т_max/T_пот = 1,7 - коэффициент перегрузки;

Постоянный характер нагрузки.

2.1 Выбор материалов и термической обработки, и термической обработки для шестерни и колеса

Выбираем материалы для шестерни и колеса, и назначаем термическую обработку в соответствии с рекомендациями раздела1.2 и данными таблицы ?.?. принимаем:

- для шестерни сталь50

- для колеса сталь 40

Термообработка - объемное улучшение с последующей поверхностной закалкой токами высокой частоты.

2.2 Механические свойства принятых материалов

2.2.1 Сталь 50 - шестерня

Определяем предел контактной выносливости по принятому HRC.

Принимаем HRC=56

Предел контактной выносливости:

=17HRC+200=17·56+200=1152 (МПа)

Определяем предел выносливости в сердцевине по принятому HB.

Принимаем HB=255 (принята по таблице 1.3 из интервала возможных значений 228?255)

=1,8·HB=1,8·255=459 (МПа)

Предел текучести материала: =530 (МПа)

2.2.2 Сталь 40 - колесо

Определяем предел контактной выносливости по принятому HRC.

Принимаем HRC=52

Предел контактной выносливости:

=17HRC+200=17·52+200=1084 (МПа)

Определяем предел выносливости в сердцевине по принятому HB.

Принимаем HB=228 (принята по таблице 1.3 из интервала возможных значений 192?228)

=1,8·HB=1,8·228=410,4 (МПа)

Предел текучести материала (в сердцевине): =400 (МПа)

2.3 Определение допустимых напряжений для зубьев шестерни и колеса

Определение допускаемого контактного напряжения для неограниченного числа циклов погружения.

Определим по формуле:

где, - предел выносливости материала (=1152 МПа,

=1084 МПа);

- коэффициент шероховатости поверхности зубьев принимаем =0.95 при R_z10, R_z - высота неровностей;

S_н - коэффициент безопасности принимаем S_н=1.2;

Для шестерни:

Для колеса:

Так как зацепление выполняется косозубым рассчитываем среднее арифметическое допускаемого контактного напряжения.

Определяем максимальное значение допускаемого контактного напряжения для проверки рабочих поверхностей зубьев на предотвращения пластической деформации в случаи единичных перегрузок.

2.4 Определяем допускаемые напряжения на изгиб для неограниченного числа циклов нагружения

где, - предел выносливости в сердцевине;

Y_R=0,85 - коэффициент учитывающий шероховатость поверхности (0,8?0,85);

Y_y=1 - коэффициент учитывающий механические упрочнения (1,1?1,3);

Y_M=1 - коэффициент учитывающий масштабный фактор;

S_F - коэффициент безопасности.

S_F=S₁·S₂·S₃

S₁=1,75 - коэффициент безопасности при вероятности не разрушения 98%;

S₂=1 - штамповка;

S₃=1.

S_F=S₁·S₂·S₃=1,75·1·1=1,75

Для шестерни:

Для колеса:

Поскольку прочность зубчатой пары лимитирует прочность зубьев колеса, в качестве расчетного допускаемого напряжения на изгиб, принимаем значение для материала колеса: .

Определяем наибольшее напряжение изгиба при кратковременных перегрузках (определяем в соответствии с разделом 1.3.2) учитывая пластичность материала в сердцевине.

2.5 Число циклов нагружений

Определим базовое число циклов.

НВ - принимаем по HRC колеса, по графику перевода единиц твердости HRC в НВ.

HRC=53

НВ=510

Определим фактическое число циклов нагружения.

N_ц=n₃·(количество смен)·8·60( количество лет)·270

N_ц=18·2·8·60·5·270=2,33·10⁷

Определим коэффициент К_р(показывает возможность работы зацеплений за заданный срок службы)

Определяем расчетное значение допускаемого контактного напряжения по среднеарифметическому значению контактных напряжений для шестерни и колеса, увеличивая величину напряжения К_Р на колесе.

2.6 Конструктивные особенности проектируемой зубчатой передачи

Передача эвольвентная, несмещенная (нулевая , угол зацепления ). Принимаем девятую степень точности.

2.7 Расчет зубчатой пары по условию отсутствия поверхностного выкраивания (проектный расчет)

Определим межосевое расстояние из расчета зубьев по контактному напряжению для предотвращения усталостного выкрашевания.

где, U_т =4 - передаточное число тихоходной ступени;

МПа - допускаемое контактное напряжение;

- коэффициент учитывающий неравномерность нагрузки (принимаем по принятой степени точности 1,11);

K=1,3 - коэффициент нагрузки;

T₃=3320,747 Нм - крутящий момент на тихоходном валу;

?_ba - коэффициент ширины винца зубчатого колеса в соответствии с разделом 1.2

?_ba=0,315 при симметричном расстоянии;

Принимаем стандартное межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66. =224 - из условия

прочности принимаем ближайшее большее стандартное значение по сравнению с расчетным.

Определяем нормальный модуль зацепления .

Определяем угол наклона зубьев зубчатых колес ?, который должен лежать в пределах от

8 до 18. Для чего предварительно определяем окружной модуль m_t и число зубьев Z₃, Z₄.

где ? - принимаем равным 14.

Принимаем стандартное значение нормального модуля m_n=3,0 мм по СТ СЭВ 310-77.

Определяем числа зубьев Z₃, Z₄.

Округляем расчетное значение Z₃ до ближайшего целого. Принимаем число зубьев

шестерни Z₃=22.

Тогда число зубьев колеса Z₄=U·Z₃=4·22=88.

Округляем расчетное значение Z₄ до ближайшего целого. Принимаем число зубьев колеса

Z₄=88.

Определяем уточненный окруженный модуль m_t.

Определяем угол наклона зубьев.

Определим делительные окружности зубчатых колес.

Проверка:

Определяем ширину винца b₄ зубьев колеса.

Округляем до кратности 5 в большую сторону, соответственно .

Определяем уточненное значение коэффициента нагрузки K.

где K_? - коэффициент динамической нагрузки(таб. 1. 6.);

K_? - коэффициент концентрации нагрузки определяется из соотношения:

Принимаем K_?=1,15.

Определяем коэффициент динамической нагрузки предварительно определив окружную скорость.

0,339=0,337

Определяем K_?=1,15.

Соответственно:

Определяем новое межосевое расстояние .

K_нов=1,23375;

K_ст=1,3.

a_wст<a_wгост i a_wнов<a_wгост

Так как a_wнов не превышает принятого стандартного значения условия прочности должны выполнятся, допускаемые контактные и напряжения на изгиб должны быть больше фактических.

Определяем фактическое контактное напряжение.



[?_Н] > ?_Н т.е 992,35 МПа > 890 МПа.

Проверочные расчеты зубчатой пары. В результате проектного расчета, выполненного по условию контактной прочности зубчатых колёс, приняты следующие характеристики пары:

· Межосевое расстояние а_w34=224 мм

· Диаметр делительной окружности шестерни d₃=90 мм

· Диаметр делительной окружности колеса d₄=358 мм

· Модуль зубьев в нормальном сечении m_n=4.0 мм

· Число зубьев шестерни Z₃=22

· Число зубьев колеса Z₄=88

· Угол наклона зубьев ?=10,64?

· Ширина колеса в₃=75 мм

2.8 Проверка на предотвращение пластических деформации поверхностного слоя зубьев

Определяя фактическое максимальное контактное напряжение.

МПа <2080 МПа

Условие прочности поверхности выполняется.

2.9 Расчет зубьев на предупреждающий излом

Проверяем зубья колеса на предотвращения изгиба.

Где

?_?-торцевой коэффициент перекрытия;

Y_?-коэффициент прочности зубьев наклона контактной линии к основанию зуба при ??40?

Y_F2-коэффициент прочности зубьев колёс; определяем по эквивалентному числу зубьев, пользуясь таблицей 1.7.

Y_F4=3.75 (смещения исходного контура нет);

178,08 МПа < 190,337 МПа

303МПа < 320 МПа.

Условие прочности выполнено.

Остальные геометрические параметры.

В дополнение к найденным параметрам зацепления определяем диаметры окружностей вершин и впадин зубьев, необходимые для выполнения рабочих чертежей колес.

Диаметры вершин зубьев:

Диаметр впадин:

Ширину шестерни принимаем на 10% больше, чем колеса (компенсация возможной неточной сборки).

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

Размещено на Allbest.ru