Индивидуальный привод общего назначения

Исходные данные	Вариант 3
Мощность на тих. валу Nт , кВт	6,6
Угловая скорость тих. вала wт , c-1
Коэффициент перегрузки	1,7
Срок службы привода в годах
Число смен работы за сутки

ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ

РАСЧЕТ

По табл. 1.1 [1, с. 5] примем:

КПД пары конических колес h₁ = 0,97;

КПД, учитывающий потери пары подшипников качения, h₂ = 0,99.

Общий КПД привода h = h₁h₂² = 0,97×0,99² = 0,95.

Требуемая мощность электродвигателя

Р_тр­ ³ = = 6,95 кВт.

Частота вращения тихоходного вала

n_т = = = 496,6 об/мин.

По табл. П1 приложения по требуемой мощности Р_тр=6,95 кВт выбираем электродвигатель 4А132S4Y3 асинхронный серии 4А, закрытый, обдуваемый с синхронной частотой вращения n_синх 1500 об/мин. с мощностью Р_дв = 7,5 кВт и скольжением 3 % (ГОСТ 19523-81).

Номинальная частота вращения вала двигателя

n_дв= n_синх×(1- s/100) = 1500(1-3/100) = 1455 об/мин,

Скорость

w_дв= p×n_дв/30 = 3,14×1455/30 = 152,4 рад/с.

Передаточное число

u= w_дв/ w_т = 152,4/52 = 2,93.

По ГОСТ 2185-66 выбираем u_p=3,15.

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора:

ведущего вала

n₁= n_дв = 1455 об/мин,

w₁= w_дв =152,4 рад/с ;

ведомого вала

n₂= n₁/u_p = 1455/3,15 = 462 об/мин,

w₂= w₁/u_p =152,4/3,15 = 48,4 рад/с.

Вращающие моменты на валах:

на валу шестерни

Н×м;

на валу колеса

Т₂ = Т₁×u_p×h = 49,2×10³×3,15×0,95 = 147,3 Н×м.

Найденные величины сведены в табл. 1.

Таблица 1

Вал	N, кВт	n, об/мин	w, с-1	Т, Нм
	6,95		152,4	49,2
	6,6		48,4	147,3

РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА

Выбор материала и термообработки

Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с термообработкой – улучшение. По табл. 3.3 [1] принимаем сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 270; для колеса – сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 245 (полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 120 мм).

Проектировочный расчет

По табл. 3.2 [1] принимаем для колеса предел контактной выносливости

= 2НВ + 70 = 2×245 + 70 = 560 МПа.

Срок службы привода в часах

t_ч = t_год ∙ 300 ∙ t_смен ∙ 7 = 8 ∙ 300 ∙ 2 ∙ 7 = 33600 ч;

число циклов нагружений зубьев колеса.

N_НЕ = 60 t_час ∙ n₂ = 60 ∙ 33600 462 = 9,314∙10⁸.

Базовое число циклов для материала колеса (по табл.3.2 [1])

.

Коэффициент долговечности

.

Следовательно, при длительной эксплуатации коэффициент долговечности К_HL = 1. Примем коэффициент безопасности [S_Н] = 1,15.

Допускаемые контактные напряжения

МПа.

Коэффициент К_Нв при консольном расположении шестерни равен 1,35 (табл. 3.1 [1]). Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию y_bRe= 0,285 (рекомендация ГОСТ 12289-76).

Внешний делительный диаметр колеса (по формуле (3.29) [1])

Для прямозубых передач К_d = 99,

u= u_p= 3,15.

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение d_e2 = 250 мм. [1, с. 49].

Число зубьев шестерни выбираем из интервала .Число зубьев шестерни примем z₁=25; число зубьев колеса

z₂ = z₁^.u = 25^.3,15 = 78,75.

Примем z₂ = 79. Тогда

u = z₂/ z₁ = 79/25 = 3,16.

Отклонение от заданного (3,16 - 3,15)/3,15^.100 % = 0,32 %, что меньше установленных ГОСТ 2185-66 допустимых 3 %.

Внешний окружной модуль [1, с. 50]

m_e = d_e2/z₂ = 250/79 ≈ 3,164 мм.

Примем m_e = 3,2 ,

d_e2 = m_e ^. z₂ =3,2^.79 = 253 мм.

Отклонение от стандартного (253 - 250)/250^.100 % = 1,1 %, что меньше допустимых 2 %.

Внешний делительный диаметр шестерни

d_е1 = m_еz₁ = 3,2×25 = 80 мм.

Углы делительных конусов (по табл. 3.11):

ctg d₁ = u = 3,16;

d₁ =17°34’;

d₂ = 90° - d₁ = 90° - 17°34’ = 72°26’.

Внешнее конусное расстояние R_е и длина зуба b:

мм;

мм.

Принимаем b = 38 мм.

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):

d_ае1 = d_е1 + 2m_е^.cos d₁ = 80 + 2×3,2×cos 17°34’ = 86,1 мм;

d_ае2 = d_е2 + 2m_е^.cos d₂ = 253 + 2×3,2×cos 70°26’ = 255 мм.

Средний делительный диаметр шестерни

d₁ = 2^.(R_e - 0,5b)×sin d₁ = 2^.(132,5 - 0,5×38)×sin 17°34’ = 68,2 мм.

Средний окружной модуль

мм.

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру (по формуле (3.8) [1])

.

Средняя окружная скорость колес

м/с.

Примем 7-ю степень точности, т.к. для конических передач обычно принимают 7-ю степень точности.

Силы в зацеплении

Силы в зацеплении (по формулам (8.6) и (8.7) [1]):

окружная сила

Н;

радиальная для шестерни, равная осевой для колеса,

F_r1 = F_а2 = F_t tg a cos d₁ = 1443×tg 20°×cos 17°34’ = 501 Н;

осевая для шестерни, равная радиальной для колеса,

F_а1 = F_r2 = F_t tg a sin d₁ = 1443×tg 20°×sin 17°34’ = 158 Н.