6. Анализ структурного графика (графика частот вращения)
Частоту вращения первичного вала желательно выбирать наибольшей. В общем случае частоту вращения приводного вала целесообразно принимать , где- верхний предел регулирования, в данном случае это условие соблюдается:.
Так как электродвигатель имеет большую частоту вращения n= 1000 об/мин, то предполагается использование ременной передачи между валами 0 и 1.
Передаточное отношение в группах должно уменьшаться по мере приближения к шпинделю. Установлены пределы передаточных отношений:
;.
;
В рассматриваемом случае соблюдаются оба условия, следовательно, данная структура (рис.3) может быть применена.
Рисунок 3. График частот вращения Z= 31× 23× 26
7. Определение передаточных отношений
Частные передаточные отношения определяют по графику частот вращения. Их выражают через знаменатель геометрического ряда φ:, гдеk– число интервалов между смежными валами, которые пересекает данный луч на графике частот вращения.
Передаточные отношения, выраженные через φмогут быть представлены в виде простых дробей.
Передаточные отношения:
;
;
;
;
;
;
8. Расчет чисел зубьев
Числа зубьев рассчитывают отдельно для каждой группы передач, используя частные передаточные отношения, найденные по графику частот вращения.
При одинаковом модуле, в пределах одной группы для обеспечения постоянства межосевого расстояния суммы чисел зубьев сопряженных колес должны быть равными.
,
где - числа зубьев ведущих зубчатых колес,- соответствующие им числа зубьев ведомых зубчатых колес.
Определение фиктивных чисел зубьев для основной группы передач:
;;; гдеA,B,C,D,E,F– простые целые числа, которые являются фиктивными числами зубьев и выбираются по таблице 4, т.о получаемA=1,B=2,C=5,D=7,E=1,F=1.
Для основной группы передач наименьшее общее кратное сумм:
A+B, C+D, E+F = 1+2, 5+7, 1+1, равно .
Расчетные зубья колес вычисляем по формулам:
;
;
;
;
.
Числа зубьев не соответствуют условию z≥ 17 – минимальное количество зубьев на зубчатом колесе. Поэтому производим коррекцию умножением чисел зубьев на 5. Получаем:
z1= 20,z2= 40,z3= 25,z4= 35,z5= 30,z6= 30
Производим проверку на равенство сумм чисел зубьев, с целью обеспечения одинакового межосевого расстояния для всех передач в одной группе.
Числа зубьев рассчитаны правильно.
Аналогично рассчитываем числа зубьев для второй ступени:
;;гдеG,H,K,L,M,N,O,P– простые целые числа, которые являются фиктивными числами зубьев и выбираются по таблице 4, то получаемG=7,H=5,K=1,L=4,M=2,N=1,.
Для основной группы передач наименьшее общее кратное сумм:
G+H,K+L,M+N, О+Р= 7+5, 1+4, 2+1,1+4 равно.
Расчетные зубья колес вычисляем по формулам:
;
;
;
;
;
.
;
.
Числа зубьев не соответствуют условию z≥ 17 – минимальное количество зубьев на зубчатом колесе. Поэтому производим коррекцию умножением чисел зубьев на 2. Получаем:
Z7= 70,z8= 50,z9= 24,z10= 96,z11= 80,z12= 40,z13= 24,z14= 96
Производим проверку на равенство сумм чисел зубьев, с целью обеспечения одинакового межосевого расстояния для всех передач в одной группе.
Числа зубьев рассчитаны правильно.
9. Расчёт энергосиловых параметров коробки скоростей выбор электродвигателя
Выбор электродвигателя.
Электродвигатель принимаем по ближайшей частоте вращения nдв=750 об/мин.
Определение КПД привода.
Примем ременную передачу для для соединения вала электродвигателя и первичного вала коробки скоростей.
Общий КПД коробки скоростей:
где: ηрем= 0,96 – КПД ременной передачи;
ηпп= 0,99 – КПД одной пары подшипников;
ηзп= 0,97 – КПД зубчатой передачи
Тогда:
Потребная мощность электродвигателя:
Принимаем электродвигатель асинхронный трехфазный серии 4А160S8 мощностью Рдв=7,5 кВт и асинхронной частотой вращения ротораnа=730 об/мин.
Рассчитаем передаточное число ременной передачам с учетом коэффициента скольжения по формуле:
Рассчитаем диаметр ведущего шкива по формуле:
где: Т0– крутящий момент на валу электродвигателя
k=40 – для клиноременной передачи
k=60 – для плоскоременной передачи
Диаметр ведущего шкива равен:
Расчетный диаметр шкива округляем до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 17383-73, принимаем d1=160мм.
Рассчитаем диаметр ведомого шкива по формуле:
Расчетный диаметр шкива округляем до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 17383-73, принимаем d2=224мм.
Рассчитаем фактическое передаточное отношение ременной передачи по формуле:
где ε = 0,015 – коэффициент скольжения ременных передач.
Тогда:
Определим погрешность:
Погрешность составляет 0% поэтому значение диаметров шкивов принимаем d1=160мм,d2=224мм
Рассчитаем передаваемую мощность для каждого вала коробки скоростей по формуле:
,кВт
где Рэд– мощность электродвигателя, кВт
η – общий КПД
Р1=Рдв·ηрем·ηпк=5,5·0,96·0,99=5,23 кВт
Р2=Рдв·ηрем·η2пк·ηзп=5,5·0,96·0,992·0,97=5 кВт
Р2=Рдв·ηрем·η3пк·η2зп=5,5·0,96·0,993·0,972=4,82 кВт
Определим крутящие моменты, передаваемые валами по формуле:
На начальном этапе проектирования редукторных передач диаметры валов определим из ориентировочного расчётапо условию прочности вала на чистое кручение (по заниженным допускаемым напряжениям):
, мм
мм
Принимаем = 35 мм
мм
Принимаем = 45 мм
мм
Принимаем = 55 мм
Результаты всех вышеизложенных вычислений занесём в сводную таблицу 3 параметров привода и диаметров валов.
Таблица 3 - Параметры привода и диаметры валов.
Валы |
КПД |
Pi, кВт |
Ti , Н |
dвi , мм |
I |
0,95 |
5,23 |
124,87 |
35 |
II |
0,91 |
5 |
238,75 |
45 |
III |
0,88 |
4,82 |
460,31 |
55 |
Диаметр вала шпинделя в передней опоре примем в зависимости от передаваемой мощности Р1=5,23кВт, выбираемdпп=60мм