Кинематический расчет привода

1 Кинематический расчет привода

 

Выбор электродвигателя

Расчет ведем по [1].Общий КПД привода:

η = ηред · ηм · ηрем · ηпηред – КПД редуктора.

ηред = ηцп · ηкп · ηп3ηцп = 0,96…0,98; принимаем ηцп = 0,97 – КПД закрытой цилиндрической передачи;

ηкп = 0,95…0,97; принимаем ηкп = 0,96 – КПД закрытой конической передачи;

ηп = 0,99 – КПД пары подшипников качения.

ηред = 0,97 · 0,96 · 0,993 = 0,9ηм = 0,98 – КПД муфты.

ηрем = 0,94…0,96 – ременная передача;

принимаем ηрем = 0,95.η = 0,9 · 0,98 · 0,95 · 0,99 = 0,83

Требуемая мощность двигателя:

Ртр = Рвых/ η = 3,8 / 0,83 = 4,6 кВт.Рвых – мощность на валу барабана.

Рвых = Ft · V = 3,8 · 103 · 1 = 3800 Вт = 3,8 кВт.

Ft = F1 – F2 = 5,9 – 2,1 = 3,8 кН – окружная сила на барабане.

Частота вращения барабана [3]. nвых =  =  = 38 об/мин.nвых – частота вращения барабана.

V = 1м/с – скорость ленты.

D = 0,5 м – диаметр барабана.

Выбираем электродвигатель по ГОСТ 16264.1–85 с запасом мощности: АИР132S6

Pдв = 5,5 кВт; nдв = 950 об/мин.Передаточное число привода [4].U = Uред · Uрем = nдв / nвых = 950/38 = 25Uред – передаточное число редуктора;

Uрем – передаточное число ременной передачи;

Примем: Uред = 6; Uрем = 4,17.Uред = U1 · U2 ,

где:U1 – передаточное число конической передачи;

U2 – передаточное число цилиндрической передачи.По таблице 1.2 из [1] примем рекомендуемые значения передаточных чисел:

U1 = 2;

U2 = 3.

Определение частот вращения и вращающих моментов на валах

Частота вращения валов:nдв = 950 об/мин;

n1 = nдв / Uрем = 950 / 4,17 = 227,8 об/мин;

n2 = n1 / U1 = 227,8 / 2 = 113,9 об/мин;

n3 = nвых = 38 об/мин.Угловые скорости валов:ω1 = πn1 / 30 = 3,14 · 227,8 / 30 = 23,8 рад/с;

ω2 = πn2 / 30 = 3,14 · 113,9 / 30 = 11,9 рад/с;

ω3 = ωвых = πn3 / 30 = 3,14 · 38 / 30 = 4 рад/с;Мощности на валах:Рдв = 5.5 кВт;

Р1 = Рдв · ηрем · ηп = 5.5 · 0,95 · 0,99 = 5,2 кВт;

Р2 = Р1 · ηкп · ηп = 5,2 · 0,96 · 0,99 = 4,9 кВт;

Р3 = Р2 · ηцп · ηп = 4,9 · 0,97 · 0,99 = 4,7 кВт.

Рвых = Р3 · ηм · ηп = 4,7 · 0,98 · 0,99 = 4,6 кВт.

Вращающие моменты на валах:М1 = Р1 / ω 1 = 5,2 / 23,8 = 0,22 кН·м = 220 Н·м;

М2 = Р2 / ω 2 = 4,9 / 11,9 = 0,38 кН·м = 380 Н·м;

М3 = Р3 / ω 3 = 4,7 / 4 = 1,18 кН·м = 1180 Н·м.

Мвых = Рвых / ω 3 = 4,6 / 4 = 1,15 кН·м = 1150 Н·м.

2 Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых

напряжений

Материал колес – сталь 40Х ГОСТ 4543-71 улучшенная до твердости 180-350 НВ с пределом текучести σТ = 540 МПа [2].

Материал шестерен – сталь 40Х ГОСТ 4543-71 со сквозной закалкой при нагреве ТВЧ до твердости 48…50 HRC [2].

Расчет по средней твердости [4]: шестерни – 49 HRC, колеса 265 НВ.

Степень точности по контакту.

Ожидаемая окружная скорость:

V = (n1) / 2000 = 227,8/2000 = 0,69 м/с

Принимаем восьмую степень точности зубчатых колес редуктора по ГОСТ 1643-81.

Принимаем коэффициент ширины ψd = 0,8, в соответствии с твердостью колеса – НВ2 < 350.

Принимаем коэффициент внешней динамической нагрузки КА = 1, поскольку блок нагружения задан с учетом внешней динамической нагрузки.

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при ψd = 0,8, НВ2 < 350 равен KHβ = KFβ = 1,04 [4].

Коэффициенты режима:

μ3 = Σ= 0,1 · 13 + 0,3 · 0,83 + 0,3 · 0,63 + 0,3 · 0,33 = 0,327

μ6 = Σ= 0,1 · 16 + 0,3 · 0,86 + 0,3 · 0,66 + 0,3 · 0,36 = 0,193

μ9 = Σ= 0,1 · 19 + 0,3 · 0,89 + 0,3 · 0,69 + 0,3 · 0,39 = 0,143

Допускаемые контактные напряжения при расчете на сопротивление усталости.

Суммарные числа циклов:

NΣ1 = 60n3n1Lh = 60 · 38 · 227,8 · 16000 = 8,3 · 109

NΣ2 = NΣ1/Uред = 8,3 · 109 / 6 = 1,38 · 109

Эквивалентные числа циклов:

NHE1 = NΣ1 · μ3 = 8,3 · 109 · 0,327 = 2,71 · 109

NHE2 = NHE1/Uред = 2,71 · 109 / 6 = 4,5 · 108

Базовые числа циклов:

NHG1 = 340 HRCэ3,15 + 8 · 106 = 340 · 493,15 + 8 · 106 = 8,65 · 107

NHG2 = 30 НВ2,4 = 30 · 2652,4 = 1,96 · 107

Коэффициенты долговечности.

Поскольку NHG1 < NHE1, а NHG2 < NHE2:

ZN1 =  =  = 0,917

ZN2 = =  = 1,03

Пределы контактной выносливости по ГОСТ 2.309-73.

σНlim1 = 17HRCэ + 200 = 17 · 49 + 200 = 1033 МПа

σНlim2 = 2HВ2 + 70 = 2 · 265 + 70 = 600 МПа

Коэффициенты запаса: шестерни – SH1 = 1,1; SH2 = 1,1 [2].

Допускаемые напряжения шестерни и колеса.

[σ]H1 = ((σНlim1 · ZN1)/ SH1) · ZRZVZX = ((1033 · 0,917)/1,1) · 1 = 861 МПа

[σ]H2 = ((σНlim2 · ZN2)/ SH2) · ZRZVZX = ((600 · 1,03)/1,1) · 1 = 562 МПа,

где принято ZRZVZX = 1, так как ожидаемая скорость в зацеплении V ≤ 10 м/с.

Расчетное допускаемое напряжение.

[σ]H = 0,45([σ]H1 + [σ]H2) = 0,45(861 + 562) = 640 МПа

[σ]H = 1,25[σ]Hmin = 1,25 · 562 = 703 МПа

За расчетное принимаем меньшее: [σ]H = 640 МПа

Поскольку NHE1 > 4 · 106 и NHE2 > 4 · 106; находим:

[σ]F01 = 310 МПа; [σ]F02 = 294 МПа.

[σ]F02 < [σ]F01, поэтому принимаем: [σ]F = 294 МПа.