Конструирование электропривода 2 Схема привода Привод состоит : 1- Электродвигатель 2- Ременная передача 3- Редуктор конический одноступенчатый 4- Муфта 5- Барабан конвейера Исходные данные: Задание 3, вариант 6 Усилие натяжения P- 6500 Н Скорость движения V- 0,7м/с Диаметр барабана D- 180 мм 1.Кинематический и силовой анализ механизма привода . Мощность электродвигателя определяем по формуле Nдв = ψ ·Р·V/ ηпр где ηпр – КПД привода ψ – коэффициент запаса, принимаем равным 1.05, ηпр = ηрп · ηзп · ηп где ηрп = 0,9 – КПД ременной передачи по [1] ηшп = 0,96 – КПД зубчатой передачи, [1]. ηп = 0,99n – КПД подшипников, где n- число пар подшипников. На схеме 3 пары, т.е.: ηп = 0,993 = 0,97 тогда: ηпр = 0,9 · 0,96 · 0,97 = 0,83 Мощность электродвигателя Nдв = 1,05 ·6500·0,7/ 0,83 = 5756 Вт =5,7 кВт По [2] принимаем трехфазный двигатель серии А4 4A132M8 (ГОСТ 20459-87) Nдв = 7,5 кВт; nдв = 750 об/мин Определяем передаточное число привода: Угловая скорость барабана ωб =2V/D = 2·0,7/0,18 = 7,4 рад/с Вал двигателя ωдв = π n / 30 = 3,14 · 750 / 30 = 78.5 рад/с Передаточное число привода uпр = ωдв / ωб = 78,5/7,4 = 10,6 В свою очередь передаточное число привода можно выразить как uпр = uрп · uзп , где uрп - передаточное число ременной передачи uзп - передаточное число зубчатой передачи редуктора По [1] таб1,1 принимаем uзп = 3 тогда uрп = uпр /uзп = 10,6/3 = 3,53 Угловая скорость валов привода Вал двигателя ωдв = π · n / 30 = 3,14·750 / 30 = 78.5 рад/с Входной вал редуктора ωвх = ωдв / uрп =78,5 / 3,53 =22,2 рад/с Выходной вал редуктора (соединен с валом барабана) ωвых = ωвх / uшп =22,2 / 3 =7,4 рад/с Моменты на валах привода М1 = Nп / ωдв = 5756 / 78,5 = 73 Нм Входной вал редуктора Мвх = М1 · ηрп · ηп · uрп = 73 · 0,9 · 0,99 · 3,53 = 230 Нм Выходной вал редуктора Мвых = Мвх · ηзп · ηп · uзп = 230 · 0,96 · 0,99 · 3 = 657 Нм 2. Определение параметров зубчатого зацепления. Выбор материалов зубчатых колес Принимаем сталь 45; шестерня – термообработка улучшение: HB230 колесо – термообработка нормализация: HB210. Допускаемые контактные напряжения [H] = (2HB+70)KHL/[SH]=(2210+70)1/1,1=445 МПа KHL=1–коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации [SH] = 1,1 коэффициент безопасности Допускаемые изгибные напряжения [F] = 1,8HB/[SF] [SF] = [SF]'[SF]''=11,75=1,75–коэффициент безопасности [SF]'=1,75-коэффициент нестабильности свойств материала [SF]''=1- коэффициент способа получения заготовки шестерня [F]1 = 1,8230/1,75 = 237 МПа колесо [F]2 = 1,8210/1,75 = 216 МПа Внешний делительный диаметр колеса , где Kd = 99,0 – для прямозубых передач ybR = 0,285 – коэффициент ширины венца KHB = 1,3 – при консольном расположении колес . = 356,2 мм Принимаем по ГОСТ 12289–766 de2 = 360 мм Принимаем число зубьев шестерни z1=20, тогда число зубьев колеса z2=z1u = 203 = 60, Внешний окружной модуль mе = de2/z2 = 360/60 = 6 мм Углы делительных конусов сtgd1 = u1 = 3 ®d1 = 17o 36`, d2 = 90o – d1 = 90o – 17o 36’ = 72o 24`. Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b = 0,5×6(202 + 602 )1/2 = 185 мм, b = bRRe = 0,285185 = 46 мм Внешний и средний делительный диаметры шестерни dе1=mеz1= 620 =120 мм d1 =2(Rе-0,5b)sin1 = 2(185–0,552,7)sin17o36` = 108 мм. Средний окружной модуль m = d1/z1 =108/20 = 5,4 мм Средний делительный диаметр колеса d2 = mz2 = 5,46 = 340 мм Коэффициент ширины шестерни bd = b/d1 = 60/108= 0,56 Уточняем коэффициент нагрузки KH = KHαKHβKHv =1,221,05 =1,28 KHα= 1,0–коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями KHβ = 1,22–коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца KHv = 1,05 – динамический коэффициент . Расчетное контактное напряжение = =412,2 МПа ·Условие Н < [Н] выполняется Силы действующие в зацеплении: окружная Ft= 2T2/d2 = 2657103/340 = 3864 Н радиальная для шестерни, осевая для колеса Fr1 =Fa2 = Fttgcos1 = 3864tg20оcos17o36` = 1339 H осевая для шестерни, радиальная для колеса Fa1= Fr2 = Fttg sin1 = 3864tg20osin17о36` = 424 H Проверка зубьев по напряжениям изгиба расчетное изгибное напряжение F =FtKFYF/bm =0,85 Y–коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев : zv= z/cos при z1= 20 → zv 1 = 20/(cos17º36`)= 21 → YF1 = 4,05 при z2= 60→ zv2 = 60/(cos72º24`) = 64 → YF2 = 3,6 отношение [F]/YF шестерня [F]1/YF1 = 237/4,05 = 58,5 МПа колесо [F]2/YF2 = 216/3,6 = 60,0 МПа т.к. [F]2/YF2 > [F]1/YF1 то расчет ведем по зубьям шестерни. коэффициент нагрузки KF = KFβKFv = 1,31,15 = 1,5 KFβ = 1,30–коэффициент концентрации нагрузки КFv = 1,15–коэффициент динамичности F1 = 38641,504,05/0,85465,4 = 87 МПа ·Условие F1 < [F]1 выполняется 3. Предварительный расчет валов. Предварительный расчет валов проводится по формуле: d = ; где М – момент на валу, [τ]кр – допускаемое напряжение при кручении ≈ 20 МПа для стальных валов [2] стр. 284. а) Входной вал редуктора М2 = 230 Н×м Тогда: dвх = = 38,3 мм. Принимаем стандартное значение d = 40 мм. б) Выходной вал редуктора: Мвых = 657 Н×м dвых = = 57.2 мм. Принимаем стандартное значение d = 60 мм. Стандартное значение соответствует диаметру внутренней поверхности подшипника. По этому размеру из [1] стр. 84 принимаем подшипники. для Æ 40 –67208 ГОСТ 833-75 для Æ 60 – 67212 ГОСТ 833-75 4. Расчет шпонки. Шпонка используется для установки колеса на тихоходный вал редуктора. Используем призматическую шпонку ГОСТ 23360-78. Площадь сечения шпонки b´h выбираем по ГОСТу. Она задается по диаметру вала. Длина шпонки l рассчитывается по формуле. Для Æ 65 (диаметр вала в месте установки колеса) b´h = 18 ´ 11 мм. t = 5,5 мм – глубина шпоночного паза на валу. b –ширина шпонки h – высота шпонки Длина шпонки: l = [s]см = 100 МПа – допускаемое напряжение на смятие, для стальных валов и ступиц. l = = 67.4 мм принимаем стандартную шпонку 18´ 11 ´ 70 мм. 5. Расчет толщины стенки корпуса редуктора Толщина стенки литого корпуса редуктора может быть определена по формуле: S = где М – момент на тихоходном валу редуктора S = Принимаем S = 7 мм Список литературы: 1. Воробьев Ю.В., Кавергин А.Д. Детали машин. – Тамбов, ТГТУ, 2004. 2. Чернелевский Д.В. и др. Детали машин. Учебник, под. ред. Бородина Н.А. – М.: Машиностроение, 1983.