Материал: самара
3. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА С ОДНОСТУПЕНЧАТЫМ
ЗУБЧАТЫМ ЦИЛИНДРИЧЕСКИМ РЕДУКТОРОМ
3.1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА
Общий КПД привода (см. рис. 2.1): η=ηм∙ηред∙ηм – для схемы 1; η=ηрем∙ηред∙ηм – для схемы 2; η=ηм∙ηред∙ηцеп – для схемы 3; η = ηм∙ηред∙ηз.пер – для схемы 4,
где ηм=0,98 – КПД муфты; ηред=0,97 – КПД редуктора (табл. П1); ηрем=0,96 – КПД ременной передачи (см. табл. П1); ηцеп=0,96 – КПД цепной передачи (см. табл. П1).
Требуемая мощность электродвигателя, кВт,
Ртр=Рвых/η.
Выбираем асинхронный электродвигатель серии 4А с номинальной мощностью Рдв ≥ Ртр и заданной синхронной частотой вращения nс (табл. П2). Номинальная частота вращения вала двигателя, мин־¹, nдв=nс (1 – s/100),
где s – относительное скольжение, %.
Записываем условное обозначение выбранного двигателя. Определяем расчётное передаточное число привода:
uпр.рас.=nдв/nвых,
где nвых=30ωвых/π – частота вращения приводного вала рабочей машины, мин־¹.
Частные передаточные числа передач, входящих в привод:
для схемы 1 номинальное передаточное число редуктора uред равно uпр.рас., округлённому до ближайшего стандартного значения
(табл. П4);
для схем 2, 3, 4 номинальное передаточное число открытой передачи (зубчатой, цепной, ременной)
uот. пер.=uпр.рас./uред,
20
где uред выбирается из числа возможных стандартных значений частных передаточных чисел для зубчатого редуктора (см. табл. П1 и П4). Передаточное число uот.пер. должно находиться в пределах возможных значений (см. табл. П1).
Частоты вращения и угловые скорости валов:
для всех схем привода (см. рис. 2.1) на валу электродвигателя no=nдв, ωo=πno/30;
для схемы 1 на быстроходном валу редуктора n1=no, ω1=πn1/30; на тихоходном валу редуктора n2=n1/uред, ω2=πn2/30; на приводном валу рабочей машины n3=n2, ω3=πn3/30;
для схемы 2 n1=no/uот.пер, ω1=πn1/30; n2=n1/uред, ω2=πn2/30; n3=n2, ω3=πn3/30;
для схем 3 и 4 n1=no, ω1=πn1/30; n2=n1/uред, ω2=πn2/30; n3=n2/uот.пер, ω3=πn3/30.
Мощности Р, Вт, и вращающие моменты Т, Н∙м: для всех схем привода на валу электродвигателя
Р0=Ртр, Т0=Р0/ωо;
для схемы 1 на быстроходном валу редуктора
Р1=Р0∙ηм, Т1=Р1/ω1;
на тихоходном валу редуктора
Р2=Р1∙ηред, Т2=Р2/ω2;
на приводном валу рабочей машины
Р3=Р2∙ηм, Т3=Р3/ω3; для схемы 2Р1=Ро∙ηрем, Т1=Р1/ω1;
P2=P1∙ηред, Т2=Р2/ω2;
P3=P2∙ηм, Т3=Р3/ω3; для схемы 3Р1=Ро∙ηм, Т1=Р1/ω1, P2=P1∙ηред, Т2=Р2/ω2, P3=P2∙ηцеп, Т3=Р3/ω3;
для схемы 4Р1=Ро∙ηм, Т1=Р1/ω1, P2=P1∙ηред, Т2=Р2/ω2, P3=P2∙ηз. пер, Т3=Р3/ω3.
21
Результаты кинематического и силового расчёта привода заносятся в табл. 3.1.
Таблица 3.1
Значения кинематических и силовых параметров на валу
Номер вала |
n, мин־¹ |
ω, с־¹ |
Р, Вт |
Т, Н∙м |
0
1
2
3
3.2. РАСЧЁТ РЕДУКТОРНОЙ ПЕРЕДАЧИ
На основании требований технического задания и результатов кинематического и силового расчёта привода определяем исходные данные для расчёта передачи (табл. 3.2).
Предварительно выбираем материал со средними механическими характеристиками (табл. П5): для шестерни – сталь 40Х, термическая обработка – улучшение, твёрдость HB269…302; для колеса – сталь 40Х, термическая обработка – улучшение, твёрдость HB235…262.
Определяем допускаемые напряжения для шестерни и колеса (табл. П6 и П7), где КHL=1, КFL=1 для редуктора с длительной эксплуатацией; средняя твёрдость:
для шестерни HBср=(269+302)/2;
для колеса HBср=(235+262)/2.
Определяем межосевое расстояние aw, мм; нормальный модуль m, мм; числа зубьев шестерни z1 и колеса z2; фактическое передаточное число редуктора uф и окончательный угол наклона зубьев β, град. (табл. П8).
Выполняем расчёт основных геометрических параметров передачи (табл. П10). Проверяем пригодность заготовок колёс (табл. П11).
Проверяем передачу на контактную (табл. П12) и изгибную (табл. П16) выносливость и на кратковременную перегрузку
(табл. П21).
22
|
|
|
Таблица 3.2 |
|
Данные для расчёта редукторной передачи |
|
|
||
|
|
|
|
|
Наименование |
Размерность |
Обозначение |
Величина |
|
Крутящий момент |
Н∙м |
Т2 |
|
|
на колесе |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Частота вращения |
мин־¹ |
n2 |
|
|
колеса |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Передаточное число |
|
uред |
|
|
Тип передачи (реверсивная или нереверсивная, открытая или закрытая, прямозубая или косозубая)
Срок службы |
год |
LГ |
передачи |
|
|
|
|
|
Коэффициент |
|
KГ |
использования |
|
|
передачи в течение |
|
|
года |
|
|
|
|
|
Коэффициент |
|
KС |
использования |
|
|
передачи в течение |
|
|
суток |
|
|
График нагрузки |
Н∙м, с |
ti |
|
привода |
|
ti+1 |
|
(при переменной |
|
|
|
нагрузке) |
|
|
|
|
пуск |
Ti |
|
|
Т |
Ti+1 |
|
|
|
tc |
t |
23
3.3.РАСЧЁТ ОТКРЫТЫХ ПЕРЕДАЧ
3.3.1.РАСЧЁТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Для расчёта цепной передачи (см. рис. 2.1) рекомендуется выбрать роликовую однорядную цепь. Основные данныедля расчёта цепи:
вращающий момент на ведущей звёздочке Т2; частота вращения вала ведущей звёздочки n2; передаточное число цепной передачи uот.пер; условия работы передачи.
Число зубьев ведущей звёздочки z1=31-2uот. пер ≥ 9.
Число зубьев ведомой звёздочки z2=z1∙uот.пер ≤ 120.
Желательно числа зубьев округлять до ближайшего нечётного числа.
Фактическое передаточное число передачи
uф. пер =z2/z1.
Отклонение от номинального передаточного числа не должно превышать 5%.
Расчётный коэффициент нагрузки
kЭ=kд∙kа∙k θ∙kрег∙kсм∙kреж,
где kд – коэффициент динамической нагрузки: при постоянной (спокойной) нагрузке kд = 1; при переменной нагрузке kд=1,2…1,5; при сильных ударах kд=1,8;
kа – коэффициент учитывающий влияние межосевого расстояния: при оптимальном межосевом расстоянии (а=(30…50)t ) kа=1; при
а≤25t kа=1,25;
kθ – коэффициент, учитывающий влияние угла наклона цепи: при θ≤60° kθ=1; при θ>60° kθ=1,25, но при автоматическом регулировании натяжения цепи kθ=1;
kрег – коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи: при автоматическом – kрег=1; при периодическом – kрег=1,25;
24