Расчет мощности двигателя

Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Примем: КПД пары цилиндрических зубчатых колес η1 = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, η2 = 0,99; КПД открытой цепной передачи η3= 0,92; КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, η4= 0,99.

Общий КПД привода η = η1* η22* η3* η4= 0,98*0,992*0,92*0,99 = 0,875.

Мощность на валу барабана

Рб = Fл*vл = 8.15*1.3 =9,78 кВт.

Требуемая мощность электродвигателя

РТР = Р б / η= 9,78 / 0,875 = 11,18 кВт.

Угловая скорость барабана

ωб = 2 vл / Dб = 2*1,2 / 0,42 = 5,7 рад/с.

Частота вращения барабана

nб = 30 ωб / π = 30*5,7 / 3,14 = 59,6 об/мин.

В табл. П. 1 по требуемой мощности РТР = 11,18 кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи зубчатого редуктора ip = (3 – 6) и для цепной передачи iц = (3 – 6), iобщ = ipiц = (9–36), выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А 160 Мб УЗ, с параметрами Рдв = 15,0 кВт и скольжением 2,6% (ГОСТ 19523–81).

Номинальная частота вращения nдв = 1000 – 26 = 974 об/мин, а угловая скорость ωдв = πnдв /30 = 3.14*974 / 30 = 101.5 рад/с.

Проверим общее передаточное отношение: u = ωдв / ωб = 101,5 / 5,7 =17,8, что можно признать приемлемым, так как оно находится между 9 и 36 (большее значение принимать не рекомендуют).

Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185 – 81 uр = 5, для цепной передачи uц =17,8 / 5 = 3,5.

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

Вращающие моменты:

на валу шестерни Т1 = РТР / ω1 =11,18*103 / 101,5 = 110,15*103 Нмм.

на валу колеса Т2 = Т1 uр = 550,7*103 Нмм.

Если в задании на курсовое проектирование указан двухступенчатый редуктор, то производится расчёт вращающих моментов для третьего вала и также вводится в таблицу.

Расчёт зубчатых колёс редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: Для шестерни: сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230–260; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже НВ 200–230.

Допускаемые контактные напряжения:

σH =σHlimbKHL / [SH],

где σHlimb– предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2 для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением) σHlimb= 2НВ + 70;

KHL– коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают

KHL = 1; коэффициент безопасности [SH] = 1,10. Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

[σH] = 0.45 ([σH1] + [σH2])

для шестерни [σH1] = (2HB1 +70)* KHL / [SH] = (2*230+70)*1 / 1.1 =482 МПа;

для колеса [σH2] = (2HB2 +70)* KHL / [SH] =(2*200+70)*1 / 1.1 = 428МПа.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение [σH] = 0,45 (482 + 428) = 410 МПа. Требуемое условие [σH] < 1,23 [σH2] выполнено.

Коэффициент KHβ, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1, как в случае несимметричного расположения колес, значение KHβ = 1,25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ψba = b /aω = 0,4.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле

=

=43 (5+1)мм.

где для косозубых колес Ка = 43, а передаточное число нашего редуктора u = 5.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185–81 aw = 200 мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации: mп = (0,01 – 0,02) aw = (0,01 – 0,02) 200 = 2 – 4 мм; принимаем по ГОСТ 9563 – 80 mn = 2,5 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса:

=(400+0,985)/15=26,2

Принимаем z1 = 26; тогда z2 = z1u =26*5 = 130.

Уточненное значение угла наклона зубьев

β = 12°50'.

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

d1=mn z1 / cosβ = 2.5 *26/ 0.975 = 66.66 мм;

d2=mn z2 / cosβ = 2.5*130 / 0.975 = 333.34 мм;

Проверка: aω = 0.5 (d1 + d2) = 0.5 (66.66+333.34) = 200 мм.

диаметры вершин зубьев:

da1 = d1 + 2mn = 66,66 + 2*2,5 = 71,66 мм;

da2 = d2 + 2mп = 333,34 + 2*2,5 = 338,34 мм;

ширина колеса b2 = Ψba *aω = 0,4*200 = 80 мм;

ширина шестерни b1 = b2 + 5 мм = 85 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Ψbd = b1 / d1 = 85 / 66,66 = 1,275.

Окружная скорость колес и степень точности передачи v = 0,5 ω1d1 =101,5*66,66 / = 3.38 м/с.

При такой скорости для косозубых колес

Внимание, отключите Adblock

Вы посетили наш сайт со включенным блокировщиком рекламы!
Ссылка для скачивания станет доступной сразу после отключения Adblock!

Скачать