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 = ip iц = (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 = π nдв /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. ............
