Кинематика и энергетика приводной станции с учётом всех передач.

 

P_т - мощность, затрачиваемая на технологический процесс;

n_т - частота вращения технологического вала;

ή_i - значение КПД механических передач с учетом потерь в подшипниках;

U_i - значение передаточных чисел передач в рациональном диапазоне.

 

Рисунок 1.1. Кинематическая схема привода:

1.1 Потребная мощность электродвигателя:

 по формуле 1.1[1]

где  - общий КПД привода по формуле 1.2[1];

Принимаем по табл.1.1 [1]

КПД ременная передачи ;

КПД цилиндрической передачи ;

КПД подшипников качения (2 пары) .

 

1.2 Ориентировочная частота вращения электродвигателя:

U_зуб=4, U_р=2.

Определяем частоту вращения электродвигателя.

Для принимаем электродвигатель марки

АИР112МА6УЗ [8, ст.510], номинальная мощность которого – 3кВт, частота вращения вала – 950мин^-1.

Определяем передаточное число привода [2, с. 8]:

По стандартному ряду принимаем U_зуб= 4,00;

Передаточное число ременной передачи:

.

1.3 Частота вращение валов в приводной станции:

 

входного:

 мин^-1

выходного:

 мин

 

1.4 Мощность на валах привода.

на входном валу редуктора:

кВт;

на выходном валу редуктора:

1.5 Крутящие моменты на валах привода:

Выбор материала зубчатой передачи, определение допускаемых напряжений

Материал колеса и шестерни сталь 40Х, термическая обработка колеса – улучшение.

Допускаемые контактные напряжения (по формуле 3.9 [1])

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов для выбранного материала (см. табл. 3.2 [1])

Определяем коэффициент долговечности по формуле стр.33 [1]

Коэффициент безопасности [S_H ]=1.1

Допускаемое контактное напряжения для шестерни и колеса

 

 

Расчет зубчатой передачи.

 

=2,1 кВт - мощность на колесе цилиндрической передачи;

=110 - частота вращения колеса;

- передаточное число передачи;

К_Нβ - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии для не симметричного расположения зубчатых колёс относительно опор при коэффициенте ширины венца по делительному диаметру

– коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра;

 – коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния;

Рассчитываем межосевое расстояние передачи удовлетворяющее контактной выносливости активных поверхностей

  зубьев (см. формулу 3.7 [1]).

мм;

Принимаем по ГОСТ 2185-66 (см. с. 36 [1]) мм

Модуль зацепления

По ГОСТ 9563-60 (см. с. 36 [1])

Суммарное число зубьев [2, с. 21]:

,

шестерни: ;

колеса: .

Фактическое передаточное число:

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

;

,

проверка: .

Диаметры вершин зубьев:

;

,

диаметры впадин:

;

.

Ширина колеса:

.

Ширина шестерни:

.

Скорость колеса быстроходной ступени:

.

Так как окружная скорость < 3,5 м/с, то зубчатое зацепление отделим от подшипников мазеудерживающими кольцами.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

.

    По табл.3.5 [1] при , несимметричном расположении колес и твердости НВ<350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, .

    Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, (см. табл. 3,4 [1]).

    Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при  (см. таб. 3.6 [1]).

   Таким образом,

Контактное напряжение по формуле 3.6 [1]:

Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени:

окружная:

    Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба см. форм.3.25 [1]:

     Коэффициент нагрузки

     По табл.3.7 [1] при , несимметричном расположение колес, относительно опор и твердости НВ<350, значения .

По табл. 3.8 при твердости НВ<350, скорости и 8-й степени точности .Итак .

Y_F– коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

       для шестерни

       для колеса

       При этом Y_F1 =3,78 и Y_F2 =3,6 см. с.42 [1].

       Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

По табл. 3.9 [1] для стали 40Х улучшение при твердости НВ=200 и HВ=180 -предел выносливости соответствует базовому числу циклов

 –  шестерни

– колеса

Коэффициент запаса прочности [s_F]=1.75

       Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

 

– шестерни                                                                                          

       – колеса

         Для колеса отношение .

         Для шестерни отношение .

         Дальнейший расчет ведется для зубьев колеса по формуле 3.5 [1], так как полученное отношение для него меньше.

 

 

Вывод: Полученные расчетом размеры зубчатого зацепления быстроходной ступени обеспечивает работоспособность передачи, т.к. σ_H<| σ_H |, σ_F<| σ_F|