kardash (Привод электродвигателя), страница 2

Рис. 2

Выбор сечения ремня производим по номограмме [3] в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом, Р₁=Р_ном=10.6 кВт и его частоты вращения n₁=n_ном=730 об/мин. Таким образом, выбираем сечение УА .

Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива d_1min, мм, в зависимости от вращающего момента на валу двигателя Т_дв, Н·м, и выбранного сечения ремня.

Т_дв = 139 Н·м,

d_1min = 63 мм.

Принимаем расчетный диаметр ведущего шкива d₁ = 140 мм.

Определяем диаметр ведомого шкива d₂:

d₂ = d₁^*u(1 – ε),

где u = 2,6 – передаточное число клиноременной передачи;

ε = 0,015– коэффициент скольжения.

d₂ = 140·2,6(1 – 0,015) =358 мм.

Значение d₂ округляем до стандартного и принимаем равным 355 мм.

2. Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение Δu от заданного u:

.

3. Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм:

а ≥ 0,55(d₁ + d₂) + h(H),

где h(H) = 8 – высота сечения поликлинового ремня .

а = 280 мм.

4. Определяем расчетную длину ремня l, мм:

Значение l округляем до стандартного и принимаем равным 1400 мм.

5. Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине:

6. Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива α₁, град:

Угол α₁ ≥ 120º.

7. Определяем скорость ремня v, м/с:

где d₁ – диаметр ведущего шкива, мм;

n₁ – частота вращения ведущего шкива, об/мин;

[v] = 40 м/с – допускаемая скорость.

v = 5,35 м/с.

8. Определяем частоту пробегов ремня U, с^-1:

U = v/l ≤ [U],

где [U] = 30 с^-1 – допускаемая частота пробегов.

U = 3.8 с^-1 ≤ [U], что гарантирует срок службы – 1000…5000 ч.

9. Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем [P_п], кВт:

[P_п] = [P₀]С_р С_α С_l C_Z= 1.849 кВт,

где [P₀] = 2.7 кВт – допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним ремнем , кВт, которую выбираем в зависимости от типа ремня, его сечения, скорости и диаметра ведущего шкива; С_р = 0,9, С_α = 0,89, С_l = 0,95, C_Z=0,90– поправочные коэффициенты.

10. Определяем количество клиньев поликлинового ремня z:

z = P_ном/[P_п] = 6

где P_ном = 10.59 кВт – номинальная мощность двигателя;

[P_п] = 1,849 кВт – допускаемая мощность, передаваемая ремнями.

11. Определяем силу предварительного натяжения F₀, Н:

12. Определяем окружную силу, передаваемую поликлиновым ремнем F_t, Н:

13. Определяем силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей, Н: F₁ = F₀ + F_t/2*Z = 406,0 Н

F₂ = F₀ – F_t/2*Z = 168,0 Н.

14. Определяем силу давления ремней на вал F_оп, Н:

3.2. Расчет зубчатой передачи

Расчет цилиндрических прямозубых передач производится в соответствии с ГОСТ 21354–75. Основными видами расчетов являются расчеты на контактную выносливость активных поверхностей зубьев и расчет зубьев на выносливость при изгибе. Так как основной причиной выхода из строя зубьев закрытых передач, работающих при хорошей смазке, является усталостное контактное выкрашивание, то проектный расчет закрытых передач выполняется на контактную выносливость с последующей проверкой зубьев на контактную выносливость и выносливость при изгибе. Открытые зубчатые передачи рассчитывают на выносливость по напряжениям изгиба.

В данном проекте расчет зубьев на контактную выносливость и выносливость при изгибе ведется при нулевом смещении ( ). В расчетах принят постоянный режим нагрузки, для которого при длительной работе эквивалентное число циклов перемены напряжений больше базового числа циклов ( ). Для этого случая коэффициент долговечности , учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки, принимается равным

1. Выбираем материал для изготовления зубчатых колес.

При выборе марок стали учитывают назначение и тип передачи, требования к габаритам и массе, технологию изготовления, экономическую целесообразность.

Таблица 2

Свойства стали Ст45.

Марка стали	Механические свойства				Термическая обработка
	Твердость		Предел прочности GB, МПа	Предел текучести GT, МПа
	HB	HRC
Ст45	235–262	–	780	540	Улучшение

1. Ориентировочное значение модуля m вычисляют по формуле:

где – вспомогательный коэффициент, который для цилиндрических прямозубых передач равен

– крутящий момент на валу шестерни, Нм, который принимают из таблицы 1:

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, который находится из соответствующего графика в зависимости от значения [2].

– число зубьев шестерни

где z₂ – число зубьев колеса;

U_III – передаточное число зубчатой передачи.

– коэффициент, учитывающий форму зуба, который определяется по графику в зависимости от эквивалентного числа зубьев Z_V [2]:

– коэффициент ширины зубчатого венца [1]

– допускаемые напряжения изгиба зубьев, МПа, который определяется по формуле:

где – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа, который вычисляется согласно формуле

– предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа, который определяют в зависимости от способа химико-термической обработки [1].

– коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба. Для зубьев с нешлифованной переходной поверхностью зуба , а для прочих случаев определяют в зависимости от термической или химико-термической обработки: при закалке = 0,9; нормализации, улучшении = 1,1; цементации и нитроцементации = 0,7.

= 1,1;

– коэффициент, учитывающий вл ияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности. Для зубьев колес без деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности зубьев принимают

= 1;

– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. При одностороннем приложении нагрузки

= 1;

– коэффициент долговечности. Для длительно работающих передач принимается

= 1;

Учитывая все найденные коэффициенты определим :

– коэффициент безопасности, который равен

Таблица 3

Коэффициент, учитывающий нестаби-льность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи.	Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса.
Определяют в зависимости от способа термической и химико-термической обработки и заданной вероятности разрушения. При вероятности разрушения 0,99 и объемной закалке, нормализации и улучшении = 1,75; при цементации и нитроцементации = 1,55.	Для поковок и штамповок = 1; Для проката = 1,15; Для литых заготовок = 1,3.
= 1,75	= 1

– коэффи циент, учитывающий градиент напряжения и чувствительность материала к концентрации напряжений. При проектном расчете открытых зубчатых передач принимаем

– коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности. Для шлифования и зубофрезерования при шероховатости не ниже R_Z40 принимают = 1. при полировании в зависимости от способа термического упрочнения принимают: при цементации, нитроцементации, азотировании = 1,05; при нормализации и улучшении = 1,2.

= 1,2;

– коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса. Определяют в зависимости от диаметра вершин зубчатого колеса по специальному графику [1].

= 1.

Определив все величины и коэффициенты, входящие в формулу, находим :

Определяем ориентировочное значение модуля m:

Полученное значение округляем до стандартного в соответствии c ГОСТ 9563–60 [1]:

1. Определяем диаметры начальных (внешних) делительных окружностей шестерни и колеса.

Диаметр начальной делительной окружности шестерни:

Диаметр начальной делительной окружности колеса:

1. Определяе м межосевое расстояние.

1. Определяем окружную скорость.

где ω₁ – угловая скорость на валу шестерни, с^-1,

1. Определяем степень точности передачи.

Степень точности выбирают в зависимости от назначения передачи, условий ее работы и возможности производства. Открытые цилиндрические зубчатые передачи обычно выполняют по 9-ой степени точности.

1. Определяем рабочую ширину венца шестерни и колеса.

1. Проведем проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе

Расчетное напряжение изгиба зубьев определяют по формуле

где – удельная расчетная окружная сила.