Кинематическая схема привода

1. Мотор

2. МУВП

3. Редуктор С2

4. Предохранительная фрикционная компенсирующая муфта

5. Приводной вал с 2-мя звездочками

1.1 Определение расчетной мощности на валу исполнительного механизма .

Мощность на приводном валу Р₃, кВт,

,

где Ft – окружное усилие на приводном валу, Н;

V – окружная скорость на приводном валу, м/с.

1.2 Определение расчётной мощности на валу электродвигателя.

Расчётная мощность на валу двигателя Р₁ определяется с учётом потерь в приводе:

где η – общий КПД привода,

η = η₁·η₂;

η₁– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, η₁=0,97;

η₂– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, η₂=0,97;

Согласно [1, стр8 табл.1]

η = 0,97·0,97=0,9409.

При этом

1.3 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма

Частота вращения приводного вала n₃, об/мин,

где Z- число зубьев ведущей звездочки цепного конвейера;

t- шаг цепи цепного конвейера, мм.

.

1.4 Определение частоты вращения вала электродвигателя

Частота вращения вала электродвигателя n₁, мин^-1:

n₁= n₃·ί,

где n₃ – частота вращения приводного вала, n₃ =105 мин^-1;

ί – передаточное отношение привода.

ί =ί₁·ί₂

Согласно [1, стр10, табл. 2] передаточное отношение для зубчатой закрытой цилиндрической передачи:

ί₁=3…6

ί₂=3…6.

ί =(3…6)*(3…6)=9…36

Тогда n₁= 105*(9…36)=945…3780.

Так как в мотор- редукторах с фланцевым консольным креплением редуктора к электродвигателю, установленному на плите на лапах, для уменьшения габаритов редуктора частоту вращения вала электродвигателя следует выбирать близкой к среднему значению найденного интервала оптимальных частот примем

n₁=1.500 мин ^-1.

1.5 Выбор электродвигателя

В приводах общего назначения применяются в основном трёхфазные асинхронные электродвигатели переменного тока с короткозамкнутым ротором серии 4А, отличающиеся простотой конструкции и эксплуатации, а также низкой стоимостью.

Выбираем двигатель 100L /1410 с T max/T ном.=2,2, n₁.=1410мин-1.

Число полюсов

d1

l1

l30

b1

h1

d30

l10

l31

l0

b10

h

h10

h31

2,4,6

1.6 Определение передаточного отношения привода

После выбора электродвигателя уточним передаточное отношение привода:

1.7 Определение мощностей, вращающих моментов и частот вращения валов.

Определение мощности на быстроходном валу редуктора Р₂, кВт,

где Р₁– мощность на валу электродвигателя, Р₁=3,72кВт;

η1– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, η₁=0,97;

Определение вращающих моментов на валах:

где Р₁– мощность на валу двигателя, кВт;

n₁ – частота вращения вала, мин^-1;

Определение вращающего момента на быстроходном валу редуктора Т₂, Н·м,

где Р ₁–мощность на валу двигателя, кВт;

η₁– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, η₁=0,97

n₂-частота вращения на быстроходном валу редуктора мин^-1,

Определение вращающего момента на приводном валу Т₃, Н·м,

где Р₂– мощность на быстроходном валу, кВт;

n₃ – частота вращения вала, мин^-1;

η₁– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, η₁=0,97

Все полученные данные для проектирования на ЭВМ сводим в таблицу1.

таблица1

№ вала	Т, Н·м	Р, кВт	n, мин-1
	25,19	3,72
	111,25	3,61	309,75
	318,3	3,5

1.8 Выбор материалов и допускаемых напряжений дляцилиндрической зубчатой передачи.

Материал зубчатых колес должен обеспечить высокую прочность зубьев на изгиб и износостойкость передачи. Этим требованиям отвечают термически обрабатываемые углеродистые и легированные стали.

Нагрузочная способность передач редукторов лимитируется контактной прочностью. Допускаемые контактные напряжения в зубьях пропорциональны твердости материалов, а несущая способность передач пропорциональна квадрату твердости. Это указывает на целесообразность широкого применения для зубчатых колес сталей, закаливаемых до высокой твердости.

Наибольшую твердость зубьев Н=55…60 HRC обеспечивает химико- термические упрочнения: поверхностное насыщение углеродом с последующей закалкой.

Поэтому примем в качестве термообработки цементацию, что обеспечит высокую нагрузочную способность.

Согласно источнику [1, стр22 табл.7] цементации соответствуют материалы:

Шестерня- 20Х ГОСТ 4543-71

Колесо- 15Х ГОСТ 4543-71

Сочетания материала зубчатых колес, их термообработка и пределы контактной и изгибной выносливости.

Твердость поверхности зубьев,HRC:

шестерня- 55…60

колесо- 55…60.

Твердость сердцевины, НВ:

шестерня-230…240

колесо – 230…240.

Предел контактной выносливости, МПа:

.

Предел изгибной выносливости, МПа:

Допускаемое контактное напряжение , МПа:

где σ_{Hlim b1},σ_{Hlim b2}- пределы контактной выносливости поверхностей зубьев шестерни и колеса;

σ_{Hlim b} =23*55=1265 МПа

S _Hmin- минимальный коэффициент запаса прочности

При поверхностном упрочнении зубьев: S _Hmin= 1,2

– коэффициент долговечности;

Согласно источнику [1, стр21] =1, с последующим уточнением после ЭВМ.

Принимаем = 949 МПа.

1.9 Коэффициент ширины зубчатого венца в долях диаметра шестерни.

Где b_W-рабочая ширина зубчатых венцов,

d_W1- начальный диаметр шестерни.

Согласно источнику [1, стр33, табл. 14]:

ψ_bd=0,3…0,6

Принимаем ψ_bd2=0,6

1.10 Коэффициент K _Hβ.

Коэффициент K _Hβ. Учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете на контактную выносливость активных поверхностных зубьев.

Согласно источнику [1, стр34, рис. 10] принимаем:

K _Hβ2=1,12

1.11 Исходные данные для расчета на ЭВМ.

ί – передаточное отношение привода

ί=13,43

Т₁-вращающий момент на тихоходном валу

Т₁= 318,3 Н*м

- допускаемое контактное напряжение в быстроходных и тихоходных передачах.

=949МПа

ψ_bd2- коэффициент ширины зубчатого венца

ψ_bd2=0,6

K _Hβ2- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки

K _Hβ2=1,12

Количество потоков мощностей 1;

Вид зубьев – косозубые.

1.12 График зависимости массы от