Необходимо спроектировать привод общего назначения, имеющий следующие характеристики:

мощность на выходном валу

частота вращения выходного вала

коэффициент перегрузки

срок службы привода

Привод состоит из:

асинхронный двигатель обдуваемый 4А132М2У3, мощностью 11 кВт и частотой вращения 1460 об/мин;

муфта зубчатая: номинальный крутящий момент частота вращения

цилиндрический вертикальный редуктор: передаточное число 4, межосевое расстояние 180 мм, крутящий момент на тихоходном валу 787,84 Нм, частота вращения переходного вала 108 об/мин;

клиноременной передачи: передаточное число 3,37 межосевое расстояние 455,0мм, тип ремня по ГОСТ 1284-80, номинальный вращающий момент на выходном валу 64,06 Н•м, частота вращения выходного вала 1460 об/мин.

В результате взаимодействия всех частей привода осуществляется передача крутящего момента прямопропорционально передаточному числу привода и снижению оборотов пропорционально общему передаточному числу.

силовой кинематический расчет электропривод

1. Нормативные ссылки

ГОСТ 19523-81 электродвигатели асинхронные

Определяем общий КПД привода:

з_{обще =} з_Рем. з_ред. з_муфт. з_nn³⁽1)

где з_{муфт =} 0.98 - КПД муфты;

з_Рем = 0.94 - КПД ременной передачи

з_ред = 0.96 - КПД редуктора;

КПД пары подшипников качения.

Тогда з= 0,94.0,96.0,98.0,99³= 0,858. Требуемая мощность на входе привода (валу электродвигателя):

(2)

Принимаем передаточное число редуктора из стандартного ряда: , передаточное число цепной передачи: u_откр = 3,37

Тогда общее передаточное отношение привода равно

u= u_p. u_откр = 13,51 (3)

и частота вращения вала двигателя должна быть

(4)

В соответствии с рассчитанной мощностью и частотой вращения подбираем электродвигатель.

Наиболее соответствует расчетным параметрам электродвигатель 4А132М4Y3 с мощностью , номинальной частотой вращения . При выборе этого двигателя получим окончательное значение передаточного отношения привода

. (5)

Сохраняя для зубчатой передачи рекомендуемое единым рядом чисел значение передаточного отношения , уточняем передаточное отношение цепной передачи

. (6)

Частота вращения переходного вала электродвигателя равна частоте вращения самого электродвигателя, посредством этого вала электродвигатель передает крутящий момент на клиноременную передачу.

. (7)

Частота вращения быстроходного вала редуктора:

(8)

Частота вращения тихоходного вала редуктора

(9)

Частота вращения вала исполнительного механизма равна частоте вращения тихоходного вала редуктора, т.к. они соединены муфтой

з₃₌з_{4 =} 108,30 об/мин (10)

Момент на валу электродвигателя (на входе привода)

. (11)

Момент на быстроходном валу редуктора

(12)

Момент на тихоходном валу редуктора

(13)

Момент на валу исполнительного механизма (выходном валу привода)

. (14)

2.2 Выбор материалов зубчатых колес. Определение допускаемых напряжений

Предварительное значение межосевого расстояния из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев рассчитываем по формуле:

(15)

где T_{3 -} вращающий момент на валу колеса

коэффициент ширины колеса, который при симметричном расположении относительно опор: .

Тогда предварительное межосевое расстояние примет значение:

(16)

Рассчитанную величину округляем до ближайшего значения по единому ряду, т.е. принимаем а= 180 мм

Предварительная ширина зубчатых колес и шестерни соответствует произведению:

(17)

(18)

Полученные расчетные значения округляем по единому ряду главных параметров редуктора:

При твердости зубьев НВ 350 нормальный модуль зацепления выбирают из стандартного ряда в рекомендованном интервале:

. (19)

Принимаем нормальный модуль зацепления прямозубой цилиндрической передачи .

Предварительное суммарное число зубьев для прямозубых цилиндрических колес вычисляют по отношению:

. (20)

Предварительное значение числа зубьев шестерни находят из отношения:

. (21)

Принимаем: . Число зубьев колеса:

. (22)

Фактическое передаточное число соответствует:

. (23)

Отклонение фактического передаточного числа составляет:

. (24)

Условия прочности по контактным напряжениям при переменном режиме нагружения имеет вид

, (25)

где K_{HV2 -} коэффициент динамичности нагрузки при расчете по контактным напряжениям. Он зависит от окружной скорости вращения колес , рассчитываемой по зависимости

(26)

Этой скорости соответствует 8-я степень точности.

Тогда при скорости 1,63 м/с, 8-й степени точности и твердости зубьев выбираем .

Действительное контактное напряжение равно

(27)

т.е. условие поверхностной прочности зубьев при переменном режиме нагружения выполняется.

Разница между расчетными и допускаемыми напряжениями определяют по зависимости

- допускается (недогрузка). (28)

Расчетное максимальное напряжение при кратковременных перегрузках имеет вид

(29)

Поскольку расчетное максимальное напряжение меньше допускаемого, то условие статической контактной прочности при кратковременных перегрузках выполняется. Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи проведен только по контактным напряжениям, так как большая статистика расчетов этих передач при средних режимах нагружения и длительном режиме эксплуатации показывает, что при обеспечении контактной прочности изгибная прочность выполняется.

Основные геометрические размеры шестерни и колеса

Делительные диаметры шестерни и колеса составляют:

(31)

Делительные диаметры должны удовлетворять условию

. (32)

Диаметры окружности вершин зубьев шестерни и колеса вычисляют по зависимости:

(33)(34)

Рассчитывают диаметры окружности впадин зубьев:

(35)

Окружное усилие составляет

(37)

Радиальную силу рассчитывают по зависимости

(38)

Нормальная сила составляет

(39)

Таким образом, определены основные параметры цилиндрической прямозубой передачи, рассчитаны геометрические размеры шестерни и колеса, вычислены усилия в зацеплении.

Рисунок 1 Зубчатое колесо

Конструктивные размеры зубчатого колеса

Диаметр ступицы

d_сm = 1,6. d_k =1,6.67 = 107,2 мм (40)

Длина ступицы

L_сm =b_2……….1,5. d_k = 90_……115 мм (41)

Принимаем

Толщина обода

д₀ = (2,5_…….4,0). m = (2,5_…….4,0).2,5=6,25_……10 мм (42)

Принимаем д₀₌ 10мм

Диаметр обода

D₀ = d_a2 - 2. д₀-4,5. m =292,5-2.10-4,5.2,5 = 261,25мм (43)

Толщина диска

С = (0,2_..0,3). b₂ = (0,2_..0,3).90 = 18_..27мм (44)

Принимаем С=20мм

Диаметр центров отверстий в диске

D_отв=0,5. (D₀+d_сm) =0,5. (261,25+107,2) =192,225мм (45)

Диаметр отверстий

d_отв = ₍D₀ - d_сm) /4 = (261,25-107,2) /4 = 34мм (46)

Фаски

n = 0,5. m = 0,5.2,5=1,25мм (47)

2.4 Расчет клиноременной передачи

Геометрический расчет ведомого шкива

Диаметр шкива конструктивный

. (62)

Ширина шкива

. (63)

Толщина обода

. (64)

Толщина диска

. (65)

Диаметр центров отверстий в диске

. (66)

Диаметр отверстий

. (67)

Диаметр ступицы

. (68)

Длина ступицы

. (69)

Параметры t,p,f,h,соответственно равны 4,2; 19; 12,5; 10,8; 45мм.

2.5 Проектный расчет и конструирование валов