Выбор двигателя и кинематический расчёт привода

2. Выбор двигателя и кинематический расчёт привода

 

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

Определяем требуемую мощность рабочей машины:

Р_рм = Fv,

где F – тяговое усилие цепи, кН;

v – линейная скорость грузовой цепи, м/с.

Р_рм = 4×0,5 = 2,0 кВт.

Определим общий КПД привода

h = h_зпh_опh_мh²_пкh_пс,

где h_зп – КПД закрытой передачи; h_оп – КПД открытой передачи; h_м – КПД муфты; h_пк – КПД одной пары подшипников качения; h_пс – КПД одной пары подшипников скольжения (на приводном валу рабочей машины).

h = 0,8×0,92×0,98×0,99²×0,985 = 0,696.

Определяем требуемую мощность двигателя:

Р_{дв.треб} = Р_рм/h = 2,0/0,696 = 2,87 кВт.

По [1, таблица К9] выбираем двигатель 4АМ100S4У3 с номинальной мощностью Р_ном=3кВт и номинальной частотой вращения n_ном = 1435 об/мин.

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины:

n_рм = 60×1000v/(D),

где v – линейная скорость грузовой цепи, м/с;

D – диаметр звездочки, мм.

n_рм = 60×1000×0,5/(330×3,14) = 29,0 об/мин.

Определяем передаточное число привода:

u = n_ном/n_рм = 1435/29,0 = 49,56.

Определим передаточное число открытой передачи, принимая передаточное число редуктора u_зп = 20:

u_оп = u/u_зп = 49,56/20 = 2,48.

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

В соответствии с заданной последовательностью соединения элементов привода по кинематической смене используем следующие формулы для вычисления мощности, частоты вращения, угловой скорости и вращающих моментов на валах привода:

Вал двигателя:

n_дв = n_ном = 1435 об/мин;

w_дв = pn_дв/30 = 3,14×1435/30 = 150,2 рад/с;

P_дв = 2,87 кВт;

Т_дв = Р_дв/w_дв = 2,87×1000/150,2 = 19,1 Н×м.

Быстроходный вал:

n₁ = n_дв = 1435 об/мин;

w₁ = w_дв = 150,2 рад/с;

Р₁ = Р_двh_мh_пк = 2,87×0,98×0,99 = 2,79 кВт;

Т₁ = Т_двh_мh_пк = 19,1×0,98×0,99 = 18,6 Н×м.

Тихоходный вал:

n₂ = n₁/u_зп = 1435/20 = 71,75 об/мин;

w₂ = w₁/u_зп = 150,2/20 = 7,51 рад/с;

Р₂ = Р₁h_зпh_пк = 2,79×0,8×0,99 = 2,21 кВт;

Т₂ = Т₁u_зпh_зпh_пк = 18,6×20×0,8×0,99 = 294 Н×м.

Вал приводной рабочей машины:

n_рм = n₂/u_оп = 71,75/2,48 = 28,95 об/мин;

w_рм = w₂/u_оп = 7,51/2,48 = 3,03 рад/с;

Р_рм = Р₂h_опh_пс = 2,21×0,92×0,985 = 2,0 кВт;

Т_рм = Т₂u_опh_опh_пс = 294×2,48×0,92×0,985 = 660 Н×м.

Таблица 1 – Силовые и кинематические параметры привода

3. Расчет червячной передачи

 

3.1 Выбор материала червячного колеса

Определим скорость скольжения:

4,3×7,51×20×(294)^1/3/1000 = 4,29 м/с.

По [1, таблица 3.5] выбираем из группы I материал БрО10Ф1, полученный способом литья в кокиль, s_в = 275 Н/мм², s_т = 200 Н/мм².

3.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

Допускаемые напряжения для червячного колеса определяем по формулам из [1, таблица 3.6].

Наработка за весь срок службы:

N = 573w₂L_h = 573×7,51×20000 = 86064600.

Коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность:

K_HL = (10⁷/N)^1/8 = (10⁷/86064600)^1/8 = 0,76.

Определяем допускаемые контактные напряжения:

[s]_Н = 0,9K_HLC_vs_в = 0,9×0,76×1×275 = 189,1 Н/мм²,

где C_v – коэффициент, учитывающий износ материала [1, С.55].

Так как червяк располагается в масляной ванне, то полученное значение допускаемого напряжения не изменяем, т.е. [s]_Н = 189,1 Н/мм².

Коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность:

K_FL = (10⁶/N)^1/9 = (10⁶/86064600)^1/9 = 0,61.

Определяем допускаемые напряжения изгиба:

[s]_F = (0,08s_в + 0,25s_т)K_FL = (0,08×275 + 0,25×200)×0,61 = 43,9 Н/мм².