расчет редуктора. Текст пояснительной записки. 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода Определим мощность на валу двигателя

• Название: 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода Определим мощность на валу двигателя
• Анкор: расчет редуктора
• Дата: 30.11.2021
• Размер: 326 Kb.
• Имя файла: Текст пояснительной записки.doc
• Тип: Документы; #286290
• страница: 1 из 2

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
Определим мощность на валу двигателя (N_дв)

N_дв=N₃/ η (стр. 4, [1])

где η - коэффициент полезного действия привода (КПД);

N₃ - мощность на выходном валу привода.
. Определяем КПД привода (η)

η=η_з²*η_п³* η_м² * η_ц(стр. 4, [1])

где η_з - КПД зубчатых колес;

η_п – КПД подшипников;

η_м – КПД муфты;

η_ц – КПД цепной передачи

По рекомендациям стр. 5, [1] принимаем η_з=0,98 η_п=0,99, η_м=0,95, η_ц = 0,95

η=0,95²*0,98*0,99³ =0,858

N_дв=2,5/0,89=2,91 кВт
Для привода по мощности и частоте вращения выбираем по табл. П61, стр. 392, [2])двигатель марки 4А112М8У3 (ГОСТ 19523-71) с характеристиками:

• 
  номинальная мощность N_дв= 3 кВт
  
• 
  частота вращения n=710 об/мин
  
• 
  3ф

380В



Определим передаточное число редуктора(и):

и=n_дв/n₃ (стр. 4, [1])

где n_дв – число оборотов вала двигателя;

n₃ – число оборотов выходного вала редуктора;

и=710/100=7,1

Передаточное число редуктора распределим следующим образом по ступеням:

• 
  Передаточное число быстроходной ступении_б=3,55;
  
• 
  Передаточное число тихоходной ступени и_т=5;
  

Определяем фактическое передаточное число и_ф:

и_ф= и_б* и_т=3,55*4,93=17,75
Произведем кинематический расчет привода. Определим частоты вращения ( n ), крутящие моменты ( М ), угловые скорости (ω) на валах привода.
Вал электродвигателя:

n_э = 965 об/мин

ω_э=π* n_э/30 (стр. 4, [1])

ω_э=π* 965/30=101 р/с

Мэ =9,55*N_дв/ n_э (стр. 4, [1])

Мэ =9,55* 7,5/ 965=74,2 Нм
Ведущий вал редуктора:

n₁ = 965 об/мин

ω₁= 101 р/с

М₁ = Мэ * η_м* η_п² (стр. 4, [1])

М₁ = 74,2 * 0,95*0,99=69,79 Нм
Промежуточный вал редуктора:

n₂ = n₁/и_б

n₂ = 965/3,55=271,8 об/мин

ω₂=π* 271,8 /30=28,45 р/с

М₂= М₁* η_з* η_п²* и_б

М₂= 69,79 * 0,96* 0,99²*3,55=233,11 Нм
Выходной вал редуктора:

n₃ = n₂/и_т

n₃ = 271,8 /5=54,36 об/мин

ω_э=π* 54,36 /30=5,69 р/с

М₃= М₂* η_з* η_п * и_т

М₃= 233,11 * 0,96* 0,99*5=1107,74 Нм
Выходной вал привода:

n₄ = n₃ =54,36 об/мин

ω₄= ω_э= 5,69 р/с

М₄= М₃* η_м

М₄= 1107,74 * 0,95=1052,35 Нм
Определим процент ошибки подбора элементов и параметров привода по частоте вращения (∆):

∆=( ׀n_4ф - n₄׀/ n₄)*100% < 4%

∆= (׀54,36 - 55׀/ 55)*100%=1,16% < 4%

2. Расчет зубчатых зацеплений редуктора

2.1 Быстроходная передача
По табл. П21 (стр. 369, [2]) и П28 (стр. 371, [2]) выбираем материал зубчатой передачи – сталь 45, с термообработкой – нормализация, с характеристиками:

• 
  твердость НВ 180…220;
  
• 
  допускаемое контактное напряжение (σ°_HP) – 420 МПа;
  
• 
  база испытаний напряжений, соответствующая длительному пределу выносливости (N_H°) – 6*10⁷;
  
• 
  допускаемое напряжение (σ°_FP) – 210 МПа;
  
• 
  (N_F°) – 4*10⁶
  

Определяем допускаемое контактное напряжение (σ_HP)

σ_HP= σ°_HP*K_HL (стр. 97, [2])

где K_HL – коэффициент циклической долговечности

K_HL= (стр. 97, [2])

где N_НЕ – относительное эквивалентное число циклов напряжения

N_НЕ = 60*t_ч*n₂ (стр. 97, [2])

N_НЕ = N_FЕ =60*5*250*8*271,8 об/мин=1,6*10⁸

При выполнении условия N_{Н Е} ≥ N_H° допускается K_HL принимать равным 1

σ_HP= σ°_HP=420 МПа

Определяем допускаемое напряжение на изгибную выносливость (σ_FP)

σ_FP = σ°_FP*K_FL (стр. 97, [2])

где K_FL- коэффициент циклической долговечности

При выполнении условия N_FЕ ≥ N_F° K_FL принимается равным 1.

Определяем относительное эквивалентное число циклов напряжения (N_FЕ)

N_FЕ = N_НЕ = 1,6*10⁸

N_F° =4*10⁶

Таким образом N_FЕ > N_F°, следовательно K_FL принимается равным 1.

σ_FP=195 МПа
Определяем межосевое расстояние передачи (a_w):

a_w≥k_a*(u_б+1 )* (стр. 97, [2])

где k_a – числовой коэффициент;

К_НВ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса;

ψ_ва - коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния;

k_a = 4300 - для стальных косозубых зубчатых колес (табл. П22, стр. 369, [2])

ψ_ва=0,2…0,8 (стр. 110, [2])

Примем ψ_ва=0,4

Определяем коэффициент ширины зубчатого колеса (ψ_вd )

ψ_вd=0,5* ψ_ва*(u+1)(стр. 101, [2])

ψ_вd=0,5*0,4*(3,55+1)=0,91

По табл. П25, стр. 369, [2] определяем К_НВ.

К_НВ=1,05

a_w≥4300*(3,55+1)* = 0,129 м

Принимаем a_w=140 мм (СТ СЭВ 229-75)
Определяем нормальный модуль передачи (m_n)

m_n = (0,01…0,02)*a_w(стр. 93, [2])

m_n = (0,01…0,02)*140= (1,4…2,8) мм

Принимаем m_n=2 мм (CT СЭВ 310 – 76)
Назначаем угол наклона линии зуба (β)

β=8…20° (стр. 107, [2])

Принимаем β=15°
Определим число зубьев шестерни (z₁)

z₁= 2* a_w*cosβ / (m_n*( u +1)) (стр. 108, [2])

z₁= 2* 140*cos 15 /(2 *( 3,55 +1))=29,7

Принимаем z₁=30
Определим число зубьев колеса (z₂)

z₂= z₁* u=30*3,55=106,5

Примем z₂=106
Уточняем передаточное число, частоту вращения, угловую скорость промежуточного вала, и угол наклона линии зуба:

u= z₂/ z₁=106/30=3,533

Частоту вращения и угловую скорость промежуточного вала не уточняем

cosβ= m_n* z₁*(u +1)/ (2* a_w)=2*30*(3,533+1)/(2*140)=0,97136

β=13,74637°=17°44’70”
Определяем размер окружного модуля m_t:

m_t= m_n/cosβ(стр. 108, [2])

m_t= 2/0,97136=2,059 мм
Вычисляем делительные диаметры (d), диаметры вершин зубьев ( d_a ) и диаметры впадин ( d_f ) шестерни и колеса:

Шестерня :

d₁ = m_t*z₁ = 2,059 *30 = 61,769 мм

da₁ = d₁ + 2m_n = 61,769 +2*2=65,769 мм

df₁ = d₁ – 2,5m_n =61,769 –2,5*2=56,769 мм

Колесо :

d₂ = m_t*z₂ = 2,059 *106 = 218,254 мм

da₂ = d₂ + 2m_n = 218,254 +2*2=222,254 мм

df₂ = d₂ – 2,5m_n = 218,254 –2,5*2=213,254 мм
Уточняем межосевое расстояние:

a_w = (d₁+d₂ )*0,5 (стр. 108, [2])

a_w = (61,769 +218,254)*0,5 = 140,0115 мм
Определяем ширину зубчатых колес ( В ):

В = ψ_ва* a_w (стр. 101, [2])

В = 0,4*140,0115 = 56,0046 мм

Принимаем ширину шестерни В₁ = 56 мм, ширину колеса В₂ = 58 мм.
Определяем окружную скорость вращения колес (Vk):

Vk= π*d₁* n₁/60 (стр. 102, [2])

Vk= π* 61,769 *965/60=3,12 м/с

По табл. 2, стр. 96, [2] назначается 9-я степень точности изготовления передачи
Определяем окружную силу, действующую в зацеплении (Ft):

Ft=2*М₁*10³/ d₁

Ft=2*69,79*10³/61,769=3,16 кН
Определяем осевую силу, действующую в зацеплении (Fа):

Fа= Ft*tg β (стр. 109, [2])

Fа= 3,16*tg 13,74637°=1010 Н
Определяем радиальную силу, действующую в зацеплении (Fr):

Fr= Ft*tgα/cos β (стр. 109, [2])

где α-угол нарезки зуба. α=20°

Fr= 3,16* tg20°/0,97136=1,18 кН
Проверочный расчет передачи на контактную выносливость. Определяем контактную выносливость зубьев
σ_H=Zн*Zм*Z_∑* σ_HP (стр. 92, [2])

где Z_Н – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, прини;

Z_М - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных поверхностей;

Z_∑ - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

Кн – коэффициент нагрузки.

Z_Н =1,7 (стр. 110, [2])

Z_М=274*10³ Па ( табл. П22, стр. 368, [2])
Определяем коэффициент осевого перекрытия (ε_β):

ε_β=b₂*sin β/(π*m_n) (стр. 108, [2])

ε_β=58*sin 13,74637°/(π* 2)=2,19

ε_β >0,9, следовательно:

Z_∑= (стр. 96, [2])

где ε_α – коэффициент торцевого перекрытия

ε_α≈[1,88-3,2*(1/Z₁+1/Z₂)]*cosβ (стр. 96, [2])

ε_α≈[1,88-3,2*(1/30+1/106)]* 0,97136]=1,74

Z_∑= =0,758
К_н= К_нβ* К_нv* К_Нα (стр. 110, [2])

где К_Нα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

К_нβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца зубчатого колеса;

К_нv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении.

К_нβ=1,05 (табл. П25, стр. 369, [2])

Кнv = 1,01 ( табл. П26, стр. 370, [2])

К_Нα=1,12 (табл. П24, стр. 369, [2])

К_н= 1,05* 1,01*1,12=1,188

σ_H