Материал: Проверочный расчет на выносливость выходного вала редуктора

Кинематический расчет привода

3.1 Требуемая мощность электродвигателя для привода

, (4.1) с.3 /3/

где - мощность на рабочем органе привода, Вт

- общий КПД привода от двигателя до барабана,

, (4.2) с.3 /3/

где рем. - КПД, учитывающий потери в плоскоременной передаче,

подш. - КПД, учитывающий потери в паре подшипников,

цил.пер. - КПД зубчатой цилиндрической передачи,

м. - КПД муфты

рем. = 0,95;

подш. = 0,99;

цил.пер.= 0,97;

м. = 0,99; (все КПД из табл.1 с.4 /3/)

Np=Fвых*Vвых=11000*1,1=12100кВт

3.2 Приемлемая угловая скорость вращения вала электродвигателя

(4.3)с.4 /3/

где - угловая скорость вращения рабочего органа, рад/с

- оценочное передаточное отношение привода, которое связано с передаточным отношением последовательно соединяемых передач зависимостью:

, (4.4)

Принимаем:

u2=3 быстроходная зубчатая передача, с цилиндрическими колесами

u3=3 тихоходная зубчатая передача, с цилиндрическими колесами

u1=4, плоскоременная передача

3.3 Выбор мощности электродвигателя

Приемлемая угловая скорость вращения вала электродвигателя

(4.5)

Частота вращения:

3.4 Выбор двигателя. (табл.3 с.6 /3/ )

По полученным данным выбираем асинхронный трехфазный двигатель 4А160S4У3, у которого NДВ=3кВт, dвых=28мм, синхронная частота вращения , .

Проверяем соблюдение требование графика нагрузки и характеристики двигателя. По графику нагрузки . По характеристике двигателя 4А160S4У3 (с.7) /2/

Условие < выполняется.

3.5 Асинхронная частота вращения вала электродвигателя

Асинхронная частота вращения вала электродвигателя с учетом скольжения при номинальной нагрузке (об/мин):

(4.6)

где n- синхронная частота вращения вала электродвигателя, (об/мин)

• S - скольжение, при номинальной нагрузке, (с.1) /2/
• 3.6 Передаточное отношение привода

3.7 Разбивка общего передаточного отношения привода по ступеням

(4.7)

Принимаем u1=2,5 (плоскоременная передача), тогда:

u2=2 быстроходная зубчатая передача, с цилиндрическими колесами;

u3=3 тихоходная зубчатая передача, с цилиндрическими колесами.

3.8 Частоты вращения на валах: (с.5 /3/)

3.9. Мощности на валах: (с.7 /3/)

Для всех валов привода:

3.10. Крутящие моменты на валах: (с.7 /3/)

Расчёт передач привода

4.1 Расчёт плоскоременной передачи

Определим диаметр ведущего шкива по уравнению Саверина:

(5.1)

Принимаем по ГОСТ 17383-72 D1=140мм.

Определим диаметр ведомого шкива:

(5.2)

где - коэффициент упругого скольжения.

Принимаем по ГОСТ 17383-72 D2=315мм.

Уточняем передаточное число:

(5.3)

Определяем окружную скорость и выберем тип ремня:

(5.4)

Т.к. следовательно, принимаем прорезиненный ремень типа Б.

Выбираем межосевое расстояние а для плоского ремня.

(5.5)

Определяем расчетную длину ремня по выбранному межосевому расстоянию, мм:

(5.6)

Проверяем число пробегов ремня:

(5.7)

Определяем угол обхвата на малом шкиве по формуле:

(5.8)

Рассчитаем нагрузку ремня:

(5.9)

Рассчитаем площадь поперечного сечения ремня:

(5.10)

где - расчётное полезное напряжение:

Сб - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на меньшем шкиве:

Сv - коэффициент, учитывающий влияние центробежной силы:

Ср - коэффициент динамичности и режима работы передачи. В данном случае принимаем Ср=1.(таблица 8.7)

- коэффициент учитывающий влияние расположения передачи и способа регулирования натяжения ремня на его работоспособность. Принимаем (таблица 8.8)

По таблице 8.6 принимаем:

Для прорезиненного ремня принимаем отношение: и по таблице 8.9 определяем допускаемое полезное напряжение:

Определяем размеры сечения ремня:

- толщина: ;

- ширина: ;

Т.к. толщина одной прокладки для ремня типа Б , следовательно принимаем число прокладок , тогда толщина ремня и ширина .

Пересчитаем площадь поперечного сечения ремня:

;

По таблице 8.1. окончательно принимаем: ремень типа Б с числом прокладок , толщиной и шириной .

Определим усилие, действующее на вал:

(5.10)

.

4.2 Расчет быстроходной ступени

Расчет зубчатых передач.

Расчет зубчатых передач, выполняемый по ГОСТ 21354-87, сводится к определения геометрических параметров зубчатых колес. В зависимости от вида зубчатых передач проектировочным расчетом на контактную прочность для закрытых передач, предварительно определяются основные размеры. Затем полученные размеры подтверждаются или уточняются проверочными расчетами на контактную прочность для закрытых передач.

Выбор материала зубчатых колес.

По таблице 2.2. (с.6) /2/ принимаем рекомендуемые пару сталей: для шестерни и для колеса.

Принимаем для шестерни быстроходного вала Сталь 45 (улучшение) со следующими механическими свойствами:

Предел прочности:

Предел текучести:

Твердость: 194…263НВ

Принимаем для колеса быстроходного вала Сталь 45 (нормализация) со следующими механическими свойствами:

Предел прочности:

Предел текучести:

Твердость: 171…241НВ

Контактные напряжения (для шестерни)

Допускаемые контактные напряжения определяются раздельно для шестерни и для колеса по формуле:

(5.11)

где - базовый предел контактной прочности поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов

(с8) /2/

- твердость зубьев,

- коэффициент безопасности,

- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения передачи:

(5.12)

где - можно определить по формуле:

- эквивалентное число циклов перемены напряжений. Для ступенчатой циклограммы нагружения:

(5.13)

где T=T1 - максимальный момент, передаваемый рассчитываемым колесом в течении времени , Нм

T2 - момент, действующий в течении часов,

С - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым, С=1,0;

- частота вращения зубчатого колеса, об/мин

- число часов работы передачи за расчетный срок службы, час

(5.14)

где и - коэффициенты использования передачи в году и суток

- срок службы, годы

принимаем (длительно работающая передача)

Контактные напряжения при кратковременной перегрузке:

(5.15)

где - предельно допускаемое контактное напряжение, Н/мм2

- предел текучести, Н/мм2