1. Кинематические расчеты
Выбор двигателя [1]
Общий КПД привода:
η0 = ηред · ηм2 · ηп
ηред – КПД редуктора.
ηред = ηзп2
ηзп = 0,96…0,98; принимаем ηзп = 0,97 – КПД закрытой цилиндрической зубчатой передачи;
ηп = 0,99 – КПД пары подшипников качения.
ηред = 0,972 = 0,94
ηм = 0,98 – КПД муфты.
η0 = 0,94 · 0,982 · 0,99 = 0,89
При заданной циклограмме нагружения (режим технологического процесса фиксирован) двигатель работает в повторно-кратковременном режиме с продолжительностью работы под нагрузкой [1] 10 мин≤t≤60 мин, при которой не происходит перегрева двигателя.
Потребная мощность двигателя, кВт:
где ТЕ = КЕ∙Тном – эквивалентный вращающий момент, Н∙м
Тном = Т – номинально длительный (число циклов N>104…105) момент, равный моменту на приводной звездочке.
КЕ – коэффициент приведенного заданного переменного режима к эквивалентному постоянному [1]:
T = FDзв/2000 = 5500×382/2000 = 1051 H×м
ТЕ = 0,880∙1051 = 925 Н∙м
Частота вращения тяговой звездочки, мин -1
nзв= nро= 6×104v / (πDзв)=6×104×1,3/(3,14×382) = 65,0 мин -1
Dзв = Zр/(π∙103) = 12∙100/(3,14∙103) = 0,382 м
Тогда кВт.
Выбираем электродвигатель с запасом мощности: 4А132 S4У3
Pдв = 7,5 кВт; nдв = 1455 об/мин.
Передаточное число редуктора [4]:
U = UБ · UТ = nдв / n3 = 1455/65 = 22,4
UБ – передаточное число быстроходной ступени редуктора;
UТ – передаточное число тихоходной ступени редуктора;
Примем: UБ = 5,6; UТ = 4.
Частота вращения валов:
n1 = nдв = 1455 об/мин;
n2 = n1 / UБ = 1455 / 5,6 = 260 об/мин;
n3 = n2 / UT = 260 / 4 = 65 об/мин.
Угловые скорости валов:
ω1 = πn1 / 30 = 3,14 · 1455 / 30 = 152,3 рад/с;
ω2 = πn2 / 30 = 3,14 · 260 / 30 = 27,2 рад/с;
ω3 = πn3 / 30 = 3,14 · 65 / 30 = 6,8 рад/с.
Мощности на валах:
Рдв = 7,5 кВт;
Р1 = Рдв · ηм = 7,5 · 0,98 = 7,4 кВт;
Р2 = Р1 · ηзп = 7,4 · 0,97 = 7,2 кВт;
Р3 = Р2 · ηзп · ηп = 7,2 · 0,97 = 7,0 кВт.
Вращающие моменты на валах:
Тдв = Рдв / ω 1 = 7,5 / 152,3 = 0,049 кН·м = 49 Н·м;
Т1 = Тдв · ηм = 0,049 · 0,98 = 0,048 кН·м = 48 Н·м;
Т2= Т1 · UБ · ηзп = 0,048 · 5,6 · 0,97 = 0,261 кН·м = 261 Н·м;
Т3= Т2 · UТ · ηзп = 0,261 · 4 · 0,97 = 1,013 кН·м = 1013 Н·м.
2. Материалы зубчатых колес. Расчет допускаемых напряжений
По таблице 2.1 [2] выбираем материалы колеса и шестерни.
Материал колес – сталь 45; термообработка – улучшение: 235…262 НВ2;
248,5 НВСР2; σв = 780 МПа; σт = 540 МПа; τ = 335 МПа.
Материал шестерен – сталь 45; термообработка – улучшение: 269…302 НВ1;
285,5 НВСР1; σв = 890 МПа; σт = 650 МПа; τ = 380 МПа.
Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба для шестерни и колеса принимаем по таблице 2.2 [1]:
[σ]H1 = 2HBCP1 + 70 = 285,5 · 2 + 70 = 641 МПа
[σ]H2 = 2HBCP2 + 70 = 248,5 · 2 + 70 = 567 МПа
[σ]F1 = 1,75HBCP1 = 285,5 · 1,75 = 500 МПа
[σ]F2 = 1,75HBCP2 = 248,5 · 1,75 = 435 МПа
Для дальнейших расчетов принимаем:
[σ]H = 0,45([σ]H1 + [σ]H2) = 544 МПа.
Требуемую долговечность передачи в часах [2] находят по формуле:
Lh = 365∙16∙h = 365∙16∙5 = 29200 ч,
где h = 5 – срок службы в годах.
3. Расчет быстроходной ступени редуктора
UБ = 5,6
Межосевое расстояние:
αω = Кα(U + 1) = 430 · (5,6 + 1) = 125,8 мм.
Кα = 430 – для косозубых передач [3].
Ψba = 0,4.
Примем: КН = КНβ
Ψbd = 0,5Ψba (U + 1) = 0,5 · 0,4 · (5,6+1) = 1,32
По Ψbd = 1,32 и соотношений твердости материалов колеса и шестерни принимаем: КНβ = 1,24.
Принимаем αω = 125 мм.
Модуль зацепления:
m = (0,01-0,02) αω = 1,25 – 2,5 мм, принимаем m = 2 мм.
Ширина колеса:
b2 = ψва · αω = 0,4 · 125 = 50 мм
b1 = b2 + 5 = 50 + 5 = 55 мм – ширина шестерни.
Минимальный угол наклона зубьев:
βmin = arcsin = arcsin = 8,0°
При β = βmin сумма чисел зубьев:
zc = z1 + z2 = (2αω/m)cos βmin = (2 · 125/2)cos 8,0°= 123,8
Округляем до целого: zc = 124
Угол наклона зубьев:
β = arccos = arccos = 7,3°,
при нем zc = (2 · 125/2)cos 7,3° = 124
Число зубьев шестерни:
z1 = zc / (U + 1) = 124 / (5,6 + 1) ≈ 19
z2 = 124 – 19 = 105 – колеса.
