Расчет мощности двигателя привода главного движения

2.9 Расчет мощности двигателя привода главного движения

где N=14,6754 кВт - мощность резания;

- КПД привода главного движения.

Для привода главного движения выбираем двигатель переменного тока тип 2ПФ200МГУ4, N_ном=22 кВт, n=1600 мин^-1.

2.10 Расчет поликлиновой передачи

Поликлиновой ремень включает в себя несколько рабочих поверхностей треугольной формы, что позволяет равномерно распределять нагрузку между ними и обеспечить постоянство расчетных диаметров шкивов. В этом их основное преимущество перед клиновыми ремнями. Небольшая высота и кордшнур из химического волокна позволяет использовать их на шкивах малого диаметра с передаточным числом до 8 и при скорости до 40 м/с. При равных условиях работы данная передача более компактна, чем с клиновыми ремнями.

Расчет ведем по [2].

Определим сечение ремня.

Определяем момент на быстроходном валу

M = 9740 [Hм],

 

где N – мощность, передаваемая ремнем, кВт; n₁ – минимальная частота вращения быстроходного вала, мин^-1.

M = 9740 = 134 Hм.

Следовательно, сечение ремня Л.

Его параметры:

 

Рис. 3. Ремень поликлиновой

H=9,5 мм;

t=4,8 мм;

h=4,85 мм;

r₁=0,2 мм;

r₂=0,7 мм.

Определяем диметры шкивов.

Пусть диаметр меньшего шкива d₁=200 мм.

Диаметр ведомого d₂=i* d₁=1*200=200 мм. Ближайшее значение из стандартного ряда d₂=200 мм.

Уточняем передаточное значение с учетом относительного скольжения S=0,01.

.

Определяем межосевое расстояние:

a_min=0,55(d₁+ d₂)+Н=0,55(200+200)+9,5=230 мм;

a_max= d₁+ d₂=200+200=400 мм.

Принимаем промежуточное значение a=320 мм.

Определяем расчетную длину ремня:

L_p==

мм

Ближайшее стандартное значение L_p=1250 мм.

Уточняем межосевое расстояние:

где - параметры нейтрального слоя.

Определяем угол обхвата малого шкива d₁:

180.

Определяем скорость ремня:

м/с.

Определяем коэффициенты:

-                угла обхвата ;

-                режима работы ;

-                скорости .

Определяем наименьшее межосевое расстояние, необходимое для надевания ремня

а_min= а – 0,01L;

а_min= 320 – 0,01·1250= 307.5 мм.

Определяем наибольшее межосевое расстояние, необходимое для вытяжки ремня

а_max= а + 0,02L ;

а_max= 320 + 0,02·1250 = 345 мм.

Принимаем исходную длину L₀ = 1600 мм и относительную длину L/L₀ = 1,25.

Принимаем коэффициент длины ремня С_L = 0,9+0,1L/L₀=1,025.

Определяем число ребер поликлинового ремня:

z=10F/[F]₁₀;

где:

[F]₁₀ =(F₁₀* где F₁₀ - допускаемая окружная сила для передачи поликлиновым ремнем с десятью ребрами при передаточном отношении i=1, , эталонной длине L₀, работе в одну смену с постоянной нагрузкой.

- слагаемое, учитывающее влияние передаточного отношения.

0Нм.

[F]₁₀ =(1190*0,97*0.98)*0,73=825

Определяем исходную мощность

N₀ = 22 кВт.

Определяем поправку к моменту на передаточное число

ΔМ = 4 кг·м.

Определяем поправку к мощности

ΔN = 0,001 ΔМ_in₁;

ΔN = 0,001·4·1600

ΔN = 6.4 кВт.

Определяем допускаемую мощность [N], кВт

[N] = (N₀C_αC_L + ΔN_i)C_p;

[N] = (22· 0,97· 0.98 + 6.4)0,73 = 18кВт.

Определяем число ребер ремня

 

z =  = 12.2 кВт.

Принимаем количество ребер z=13

Номинальная мощность, передаваемая ремнем:

,

где - к.п.д. механизма от вала ременной передачи до шпинделя.

Определяем ширину шкива

В = (z – l)s + 2*f,

где s – шаг ребер, мм; f – длина свободной части шкива, мм.

В = (13 – 1)4,8 + 2· 5,5 = 68.6 мм.

Определяем окружное усилие, передаваемое ремнем (по номинальной мощности):

где v=4,65 м/с – минимальная рабочая скорость ремня для данного станка.

Натяжение ветвей ремня:

;

Усилие, действующее на вал при работе станка:

Q=S₁+S₂=6650+1900=8550 H.

Определим рабочий ресурс рассчитанной клиноременной передачи:

  2.11 Расчет зубчатых колес

Расчет зубчатых колес на прочность ведем по [4].

Модуль передачи должен удовлетворять условию:

 [4, раздел 3.4], где

к_F – коэффициент нагрузки;

к_m = 13 – вспомогательный коэффициент для прямозубых колес;

Расчет передач на контактную выносливость

Исходя из заданного передаточного числа U1 и отношения  рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни, определяем, исходя из того, соблюдается ли соотношение:

Расчет передачи I-II (22:88)

Число зубьев шестерни z₁=22, колеса z₂=88.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

=60*492,5*10000=29,55*10⁷

Коэффициент режима нагружения:

0,488.

Допускаемое напряжение на изгиб:

=0,4*1350*0,488=205 Мпа.

Исходный расчетный крутящий момент: М_1F =832,8 Нм.

Отношение ширины колеса к модулю:

=35/3.5=10.

Коэффициент нагрузки: К_F =1,3.

Коэффициент, учитывающий форму зуба:

Y_F=3,5 при z=22 [4, рис. 3.10а]

Начальный диаметр шестерни:

d_w1=m*z₁=3.5*22=77 мм.

Отношение ширины венца к начальному диаметру:

=35/77=0.45.

Коэффициент безопасности: S_н=1,2 [4, табл. 3.13]

Допускаемое контактное напряжение:

 Мпа.

Передаточное отношение U=88/22=4.

Модуль передачи:

=3.24.

Модуль m=3.5 зубчатой передачи удовлетворяет условию выносливости зубьев при изгибе.

Начальный диаметр шестерни:

=67 мм.

Так как 77>67, то начальный диаметр шестерни удовлетворяет условию контактной выносливости зубьев.

Расчет передачи II-III (24:96)

Число зубьев шестерни z₁=24, колеса z₂=96.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

=60*492,5*10000=29,55*10⁷

Коэффициент режима нагружения:

0,488.

Допускаемое напряжение на изгиб:

=0,4*1350*0,488=205 Мпа.

Исходный расчетный крутящий момент: М_1F =832,8 Нм.

Отношение ширины колеса к модулю:

=60/4=15.

Коэффициент нагрузки: К_F =1,3.

Коэффициент, учитывающий форму зуба:

Y_F=3,3 при z=24 [4, рис. 3.10а]

Начальный диаметр шестерни:

d_w1=m*z₁=4*24=96 мм.

Отношение ширины венца к начальному диаметру:

=60/96=0,625.

Коэффициент безопасности: S_н=1,2 [4, табл. 3.13]

Допускаемое контактное напряжение:

 Мпа.

Передаточное отношение U=96/24=4.

Модуль передачи:

=3.87.

Модуль m=4 зубчатой передачи удовлетворяет условию выносливости зубьев при изгибе.

Начальный диаметр шестерни:

=102,79 мм.

Так как 105>102,79, то начальный диаметр шестерни удовлетворяет условию контактной выносливости зубьев.

Расчет передачи II-III (60:60)

Число зубьев шестерни z₁=60, колеса z₂=60.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

=60*154,4*10000=9,3*10⁷

Коэффициент режима нагружения:

0,59.

Допускаемое напряжение на изгиб:

=0,4*1350*0,488=248,6 Мпа.

Исходный расчетный крутящий момент: М_1F =2564,5 Нм.

Отношение ширины колеса к модулю:

=30/4=7,5.

Коэффициент нагрузки: К_F =1,3.

Коэффициент, учитывающий форму зуба:

Y_F=3,6 при z=60 [4, рис. 3.10а]

Начальный диаметр шестерни:

d_w1=m*z₁=4*60=240 мм.

Отношение ширины венца к начальному диаметру:

=30/240=0,125.

Коэффициент безопасности: S_н=1,2 [4, табл. 3.13]

Допускаемое контактное напряжение:

 Мпа.

Передаточное отношение U=60/60=1.

Модуль передачи:

=3.87.

Модуль m=4 зубчатой передачи удовлетворяет условию выносливости зубьев при изгибе.

Начальный диаметр шестерни:

=213 мм.

Так как 240>213, то начальный диаметр шестерни удовлетворяет условию контактной выносливости зубьев.