1.Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода

1.1 Расчет требуемой мощности

Требуемая мощность электродвигателя

P_тр = ,

где P - мощность на валу исполнительного механизма, P = 9,2 кВт;

η₀ – общий КПД привода,

η₀ = η₁ η₂ η₃² =0.98•0.96•0.99²=0.922

здесь - КПД зубчатой передачи,- КПД ременной передачи , - КПД одной пары подшипников качения,

примем =0.98 ,= 0.96,=0.99

Тогда P_тр=кВт.

1.2. Выбор электродвигателя

По требуемой мощности из табличных данных выбираем асинхронный электродвигатель 4А160S8 с ближайшей большей стандартной мощностью

P_э = 11 кВт, синхронной частотой вращения

n_с =750 мин^-1 и скольжением S = 2,5 %.

1.3. Расчет общего передаточного числа привода, распределение его по передачам

Частота вращения вала электродвигателя

n₀= n_с (1 – ) =750•(1-)= 731,25 мин^-1

Общее передаточное число привода

u_o===16

где n₂ – частота вращения ведомого вала,

n₂ = 45, 703мин^-1;

Передаточное число цилиндрической зубчатой передачи редуктора рекомендуется выбирать из диапазона 2.5 < u < 5 с округлением до стандартного значения. Примем u = 4.

u_р= ==4

1.4. Частоты вращения валов

Частоты вращения валов:

n₀=731, 25 мин^-1

(частота вращения вала двигателя)

n₁===182, 81 мин^-1

(частота ведущего вала)

n₂===45, 703 мин^-1

(частота ведомого вала)

1.5.Мощности, передаваемые валами

Мощности на валах:

P₀= P_тр =9, 97 кВт

P₁= P₀=9, 97•0.96•0.99=9, 47 кВт

P₂= P₁=4.12• 0.98• 0.99=9, 18 кВт

1.6.Крутящие моменты на валах

Крутящие моменты, передаваемые валами, определяется по формуле

T_i = 9550.

Тогда T₁=9550= 130,31 Н м

T₂=9550=500, 31 Н м

T₃=9550=1922, 51 Н м

Консольные нагрузки от муфт в кН предварительно определяют по ГОСТ 16162-85:

на быстроходном валу F_к = (0.05…0.125)=1.557

на тихоходном валу F_к =0.125=5.551

2. Расчет зубчатой передачи

Исходные данные:

Тип зуба – Косозубый

Тип привода – Нереверсивный

Крутящий момент на шестерне –500,4 Н м

Частота вращения шестерни – n₁=182,8мин^-1

Передаточное число u= 4

Режим работы – легкий

Коэффициент использования передачи:

в течение года – K_г=0.8

в течение суток – K_с=0.7

Cрок службы передачи в годах –L=5

Продолжительность включения – ПВ = 25 %

2.1. Выбор материалов зубчатых колес и способов термообработки

Материалы выбираем по табл. 1.1 [1]

Шестерня

Материал - сталь 40х.

Термическая обработка - Закалка ТВЧ.

Твердость поверхности зуба 45-50HRC

Колесо

Материал-сталь 40x.

Термическая обработка - Улучшение.

Твердость поверхности зуба HB235-262.

2.2. Расчет допускаемых контактных напряжений

Для их определения используем зависимость

_HPj =

где j=1 для шестерни,j=2 для колеса;

_{Hlim j}предел контактной выносливости по табличным данным,

_Hlim1= 2HB₁+70=2•285.5+70=10007МПа

_Hlim2= 2HB₂+70=2•248.5+70=567 МПа

S_Hjкоэффициент безопасности по табличным данным,

S_H1=1.2S_H2=1.1

K_HLj - коэффициент долговечности;

K_HLj=1,

здесь N_H0j– базовое число циклов при действии контактных напряжений по табличным данным,

N_H01=73•10⁶N_H02=16.8•10⁶

Эквивалентные числа циклов нагружения

N_HEj=_h •N_j

Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим по табличным данным в зависимости от режима нагружения: _h=0.125

Суммарное время работы передачи в часах

t_h = 365L24K_г К_с ПВ =365•5•24•0.8•0.7•0.25=6132 ч

Суммарное число циклов нагружения

N_i= 60• n_j •c• t_h,

где с– число зацеплений колеса за один оборот,с= 1;

n_j – частота вращения j-го колеса,n₁=182 мин^-1 n₂= 61об/мин;

N_1= 60•n•c•t_h=6.72•10⁷

N_2==1.68•10⁷

Эквивалентное число циклов контактных напряжений, N_{HE j}= _hN_Σj;

N_HE1=8.40•10⁶

N_HE2= 2.102•10⁶

Поскольку N_HE1 >N_H01, примем коэффициенты долговечности

K_HL1= 1.43K_HL2===1.41

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

_HP1===1203,7МПа

_HP2===729 МПа

Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи:

_HP= 0.45 (_HP1 +_HP2)’_HP

_HP= 0.45 (_HP1 +_HP2)=869,7МПа

’_HP=1.23_HPjmin=1.23•869,7 =1069,73МПа

Условие _HP’_HPвыполняется

Допускаемые напряжения изгиба

_FPj=,

где _{F lim j}предел выносливости зубьев при изгибе, взятый из табличных данных,

_{F lim 1}=1.75 HB₁=1.75•285.5=600 МПа

_{F lim 2}=1.75 HB₂=1.75•248.5=434,9 МПа

S_Fjкоэффициент безопасности при изгибе,

S_F1=1.7 ,S_F2=1.7 ;

K_FCjкоэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (по табличным данным)K_FC1=1 ,K_FC2=1

K_FLjкоэффициент долговечности при изгибе:

K_{FL j}=1.

здесь q_j- показатели степени кривой усталости:q₁=6 ,q₂=6 (по табличным данным).

N_F0– базовое число циклов при изгибе;N_F0 = 4•10⁶.

N_FEj– эквивалентное число циклов напряжений при изгибе;N_{FE j}=_Fj N_Σj.

Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется по табличным данным в зависимости от режима нагружения и способа термообработки

_F1 =0.016,_F2=0.038 ,

N_FE1=_F1 N_Σ1. =1.09•10⁶,

N_FE2=_Fj N_Σj=0.44•10⁶ N_2==1.68•10⁷

Так как N_FE1 >N_F0 ,то примем K_FL1=1.157

K_FL2 =1.358

Допускаемые напряжения изгиба:

_FP1==408.4 МПа

_FP2==347.3 МПа