КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА

 

2.1 Определение КПД кинематической цепи в приводе и выбор

электродвигателя

 

 

h_общ = h_муфт ·h³_{под.кач}· η_кон ·h_{цил кос} h_цепн = 0,98· ·0,95·0,96·0,9= 0,78,

где

h_муфт – КПД муфты, h_муфт=0,98;

η_{под. к} – КПД подшипников качения, η_{под. к}=0,99;

η_кон – КПД конической закрытой передачи, ;

η_{цил.кос} – КПД цилиндрической закрытой косозубой передачи, ;

h_цепн – КПД открытой цепной передачи, h_цепн=0,9.

 

 

 

Выбираем асинхронный электродвигатель закрытый обдуваемый серии АИР мощностью Nдв гост = 7,5 кВт и синхронной частотой вращения n_{ДВ ГОСТ} = 1500 об/мин. Стандартное обозначение двигателя: Двигатель АИР 132S4.

Асинхронная частота вращения вала двигателя:

n_{ДВ =} = 1455 об/мин;

Асинхронная угловая скорость вращения вала двигателя:

w_ДВ = n_ДВ / 9,55 = 1455 / 9,55 = 152,356 рад/с.

 

2.2 Разбивка общего передаточного отношения привода между передачами

 

 

Требуемое общее передаточное отношение передач, через которые передается поток мощности на вал 3 при включении 1 скорости:

 

Фактическое значение передаточного отношения:

i_факт = i_б · i_т ·i_цеп = 24,25;

В коническо - цилиндрических редукторах

i_Б » 0,8 × i_т.

примем i_цеп = 2, тогда: i_т ·0,8 i_т = 24,25/2=12,125 следовательно примем i_т =3,9; i_б = 0,8· i_т = 0,8· 3,9 =3,1

где i_2-3 - передаточное отношение быстроходной (конической прямозубой) передачи;

i_4-5 - передаточное отношение цилиндрической косозубой передачи;

i_6-7 - передаточное отношение цепной передачи,

 

Отклонение составляет 0,2% < 1%, что приемлемо.

 

 

2.3 Определение мощностей, угловых скоростей и вращающих моментов на

валах привода

 

Мощности на валах:

 

N_дв = 7046,828 Вт;

N₁ = N_дв · η_муф = 7046,828· 0,98 = 6905,892 Вт;

N₂ = N₁ · η_пк = 6905,892· 0,99 = 6836,833 Вт;

N₃ = N₂ · η_кон = 6836,833 · 0,95 = 6494,991 Вт;

N₄ = N₃ · η_пк = 6494,991 · 0,99 = 6430,041 Вт;

N₅ = N₄ · η_цил = 6430,041 · 0,96 = 6172,84 Вт;

N₆ = N₅ · η_пк = 6172,84· 0,99 = 6111,111 Вт;

N₇ = N₆ · η_цеп = 6111,111· 0,9 = 5500 Вт;

 

Угловые скорости вращения элементов привода:

 

Частоты вращения элементов привода:

 

 

Вращающие моменты на валах:

 

 

 

Результаты расчетов сведём в таблицу 2.1

 

Таблица 2.1

Номер вала	Мощность, Вт	Частота вращения, об/мин	Вращающий момент, Н·м
I вал
II вал		469,35
III вал
IV вал

 

3 Проектировочные расчеты передач

3.1 Расчет конической зубчатой передачи быстроходной ступени

Исходные данные:

– Вращающий момент на меньшем колесе Т₂ = 44,63 Н·м.

– Частота вращения меньшего колеса n_I = 1455 об/мин.

– Передаточное число зубчатой передачи i_б = 3,1.

– Требуемый ресурс передачи L_h = 9216 ч.

– Делительный угол наклона линии зуба β = 0˚.

– Режим нагружения постоянный.

– Производство единичное.

 

Проектировочный расчёт из условия сопротивления контактной усталости поверхностей зубьев:

1) Задаём материал и твёрдости рабочих поверхностей зубьев.

Материал шестерни и колеса: сталь 45, термообработка “улучшение”.

Твердость шестерни H₂ = 285 HB, колеса H₃ = 248 HB.

2) Определяем допускаемые контактные напряжения, не вызывающие опасной контактной усталости материалов колёс:

где σ _{H lim B} – базовый предел контактной выносливости материалов зубьев, МПа;

Z_N – коэффициент долговечности;

[S_H] – минимальный коэффициент запаса прочности;

Z_R – коэффициент, учитывающий влияния исходной шероховатости

сопряжённых поверхностей зубьев;

Z_V – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости колёс;

Z_X – коэффициент, учитывающий размеры зубчатых колёс.

 

σ _{H lim b2} = 2H₂ + 70= 2 · 285 + 70 = 640 МПа.

σ _{H lim b3} = 2H₃ + 70= 2 · 248 + 70 = 566 МПа.

[S_H]_2,3 = 1,1 – при термообработке “улучшение”.

где N_HlimB – базовое число циклов напряжений;

N_HE – эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений;

q_H – показатель степени кривой усталости.

N_HlimB2 = 30 · H₂^2,4 = 30 · 285^2,4 = 23,4 · 10⁶ циклов;

N_HlimB3 = 30 · H₃^2,4 = 30 · 248^2,4 = 16,7 · 10⁶ циклов;

N_HE = 60 · L_h · n · j · μ_H,

где j – число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один оборот колеса;

μ_H – коэффициент, учитывающий форму циклограммы нагружения.

 

При постоянном режиме нагружения μ_H = 1.

 

N_HE2 = 60 · L_h · n₂ · j₂ · μ_H = 60 · 9216 · 1455· 1 · 1 = 804,55 · 10⁶ циклов;

N_HE3 = 60 · L_h · n₃ · j₃ · μ_H = 60 · 9216 · 469,35· 1 · 1 = 259,53 · 10⁶ циклов;

 

Так как N_HE2,3 > N_HlimB2,3. q_H = 20 [2.c.7].

 

Z_R · Z_v · Z_x = 0.9 [2.c.7] – на этапе проектного расчёта.

 

За расчётное допускаемое контактное напряжение для конических колёс примем меньшее:

.

3) Определяем внешнее конусное расстояние из условия сопротивления контактной усталости активных поверхностей зубьев:

где К_Hβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

К_be – коэффициент ширины зубчатого венца относительно конусного расстояния.

Принимаем К_be = 0,26.

 

 

4) Определяем числа зубьев колёс:

где ;

Проверяем отсутствие подрезания зубьев колёс:

условия выполняются.

5) Внешний делительный модуль зубьев:

6) Уточняем внешнее конусное расстояние:

7) Определяем рабочую ширину венца:

Округляем до целого и принимаем ;

8) Cредний делительный модуль зубьев:

9) Средние делительные диаметры колёс:

;

 

10) Внешние делительные диаметры колёс:

11) Среднее конусное расстояние:

12) Коэффициент торцевого перекрытия:

где Z_v2 и Z_v3 число зубьев эквивалентного цилиндрического колеса:

13) окружная скорость колеса на делительном диаметре:

14) Назначаем степень точности передачи 7 ГОСТ 1758-81, так как

V =5,56 м/с не больше 10 м/с [2.c.12]