Проектирование электродвигателя (стр. 2 из 8)

Рассчитываю геометрические параметры цепной передачи.

Рассчитываю делительный диаметр:

.

Рассчитываю диаметры окружности выступов:

D_e1=P (0,5+ctg (180^º/z₁)=12,7(0,5 + ctg (180⁰/25)) = 106,881 мм.

D_e2=P (0,5+ctg (180^º/z₂)=12,7(0,5 + ctg (180⁰/50)) = 208,211 мм.

Рассчитываю диаметры окружности впадин:

D_i1=D_d1-2r = 101,33– 2*3,944= 93,442мм.

D_i2= D_d2-2r = 202,26 – 2*3,944 = 194,372 мм.

Рассчитываю радиусы впадины:

r=0,5025d₁+0,05 = 0,5025*7,75 + 0,05 =3,944 мм.,

где: d₁=7,75 мм по табл. 4

Радиусы закругления зуба:

r₁=1,7d₁ = 1,7*9,75 = 13,175мм.

h₁=0,8d₁ = 0,8*7,75= 6,2 мм.

b₁=0,93 B_bh-0,15 = 0,93*2,4 – 0,15 = 2,082 мм.,

где:

Рассчитываю диаметры обода:

D_c1=P·ctg(180^º/z₁)-1,2h = 12.7*ctg(180^º/25) - 1,2*10,0 = 88.531 мм.

D_c2=P·ctg(180^º/z₂)-1,2h = 12.7*сtg(180^º/50) – 1,2*10,0 = 189,861 мм.,

где: h=10,0мм.

Определяю окружную силу:

.

По табл. 11 [n]_max=2525 мин^-1 при P=12,7мм и n₁=1425мин^-1< [n]_max=

=2525 мин^-1.

Определяю число ударов:

по табл.12 [ν]=60 . Условие ν< [ν] выполняется.

Определяю удельное давление в шарнирах:

,

где: уточненное значение К_э=1·1·1,25·1,25·0,8·1,25 =1,563 и проекция опорной поверхности шарниров А=39,6

Условие р=12,103МПа. < [p] =19,19МПа. выполняется.

Значение [p] выбираю по таблице 8.

Определяю статистическую прочность цепи:

, где:

Q=9000H по табл.2;

q=0,3кг;

F_v=q*v

=0,3·7,54²=17,055H;

F₀=9,81·K_f ·q · a = 9,81·6,3·0,3·508,662·10^-3=9,431 H,

где: К_f=6,3 для горизонтальной передачи.

По табл.14 [n]=12,54

Условие n=27,017

> [n] =12,54 выполняется.

Определяю силу, действующую на опоры вала;

F_on=K_gF_t+2F_o= 1 ·306,631+2·9,431=325,493 H.

Определяю стрелу провисания цепи:

f=0,02·a=0,02·508,662=10,1732мм.

Расчет цилиндрической передачи

Так как редуктор соосный, расчёт закрытых передач начинаем с тихоходной ступени, то есть с прямозубой цилиндрической передачи.

Исходные данные:

Выбираем материалы для изготовления зубчатых колёс и способы термообработки:

Выбираем в зависимости от выходной мощности

Так как

N_ВЫХ =

кВт,

тогда материалы зубчатых колес – Сталь 40Х.

Термообработка:

шестерни – улучшение, твердость Н₁ = (269…262)=265НВ;

колеса – улучшение, твердость Н₂ = (235…262)=250НВ.

u = 2,5 – передаточное число.

n₁ = 285об/мин – частота вращения шестерни,

n₂ = 114об/мин – частота вращения колеса,

T₁ = 72,157 Н∙м – вращающий момент на шестерне,

T₂ = 175,901 Н∙м – вращающий момент на колесе,

Коэффициент перегрузки при пуске двигателя К_пер = 1,45.

1. Выбираем коэффициент ширины зуба y_ba с учетом того, что имеем несимметричное расположение колес относительно опор: y_ba = 0,4

Тогда коэффициент ширины зуба по диаметру y_bd определяем по формуле:

y_bd = 0,5×y_ba×(u+1) = 0,5×0,4×(2,5+1) = 0,7.

2. Проектный расчет заключается в определении межосевого расстояния проектируемой передачи:

,

где K_a = 495 – вспомогательный коэффициент, зависящий от вида передачи и материала зубчатых колёс (т.к. прямозубая передача.);

T_2H = 175,901– вращающий момент на валу колеса, Н×м;

u = 2,5– передаточное отношение;

K_Hb = 1,07–коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, зависит от параметра y_bd, схемы передачи и твердости активных поверхностей зубьев;

y_ba= 0,4– коэффициент ширины зуба;

σ_HP – допускаемое контактное напряжение, МПа.

Допускаемые контактные σ_HP напряжения определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле:

,

где σ_Hlimb1,2 =2×Н_HB+70 МПа– предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений, для закалённых колес.

σ_Hlimb1 = 2×Н_НВ + 70=2×265+70=600 МПа

σ_Hlimb2 = 2×Н_НВ + 70=2×200+70=570 МПа

S_H1,2 = 1,1– коэффициент запаса прочности (т.к улучшение);

Z_R – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;

Z_u – коэффициент, учитывающий окружную скорость;

Z_L – коэффициент, учитывающий влияние вязкости масла;

Z_X – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

В проектировочном расчете

Z_R×Z_u×Z_L×Z_X = 0,9.

Тогда:

.

Z_N – коэффициент долговечности;

Суммарное число циклов перемены напряжений N_К при постоянной нагрузке определяется следующим образом:

N_K = 60×c×n×t,

где с – число зубчатых колес, сцепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом, n – частота вращения, рассчитываемого зубчатого колеса (шестерни), об/мин, t = 22000– срок службы передачи, в часах.

Таким образом:

N_K1 = 60×c×n₁×t = 60∙1∙285∙25000 = 428∙10⁶ циклов,

N_K2 = 60×c×n₂×t = 60∙1∙114∙25000 = 171∙10⁶ циклов.

Базовые числа циклов напряжений, соответствующие пределу выносливости, определяется по формуле:

N_Hlim1,2 = 30×H_HB1^2,4_,

N_Hlim1 = 30∙265^2,4= 20∙10⁶

N_Hlim2 = 30∙250^2,4= 17∙10⁶

Так как N_K > N_Hlim определяем значение Z_N по формуле:

Z_N1 =

= 0,858,

Так как N_K < N_Hlim определяем значение Z_N по формуле:

Z_N1 =

= 0,891.

Принимаем Z_N1 = Z_N2 = 0,9 (соответственно графику).

Используя полученные данные, найдем допускаемые контактные напряжения σ_HP, МПа:

∙0,9∙0,9 = 442,

∙0,9∙0,9 = 420.

В качестве допускаемого контактного напряжения σ_HP для прямозубой передачи при проектировочном расчете принимают допускаемое напряжение того зубчатого колеса (шестерни или колеса), для которого оно меньше, то есть:

σ_HP = σ_HP2=420 МПа.

Полученные данные подставим в формулу по определению межосевого расстояния:

=130,497 мм.

Полученное межосевое расстояние округляется до стандартного значения: a_ω = 125 мм.

3. Рассчитываем значение модуля:

m = (0,01…0,02)×a_ω = (0,01…0,02)×125=1,25…2,5 мм.

По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный нормальный модуль:

m = 2,5 мм.

4. Угол наклона зубьев b = 0°

Определяем суммарное число зубьев z_C шестерни z₁ и колеса z₂ :

z_C= (2×a_ω×сosb)/m = 2∙125∙сos(0°)/2,5 = 100,

Тогда:

z₁ = z_C/(1+u) = 100/(2,5+1) = 29,

z₂ = z_С – z₁ = 100 – 29= 71.

где z_min = 17 для передач без смещения.

5. Уточняем передаточное число и его погрешность по формулам:

,

что меньше допустимых максимальных 3%.

6. Уточняем значение угла b по формуле:

, тогда b = 0°

7. Основные размеры шестерни и колеса:

7.1 Делительные диаметры шестерни и колеса определяются по формуле, мм:

7.2 Диаметры вершин зубьев определяются по формуле с учетом того, что зубья изготовлены без смещения (х = 0), мм:

d_a1 = d₁ + 2×m= 72,5 + 2×2,5=77,5,

d_a2 = d₂ + 2×m = 177,5 + 2,5×2= 182,5;

7.3 Диаметры впадин, мм:

d_f1=d₁ – 2,5×m = 72,5 – 2,5×2,5 = 66,25,

d_f2=d₂ – 2,5×m = 177,5 – 2,5×2,5 = 171,25;

7.4 Основные диаметры, мм:

d_b1 = d₁∙cosa_t = 72,5×cos20 = 68,128,

d_b2 = d₂∙cosa_t = 177,5×cos20 = 166,795,

где делительный угол профиля в торцовом сечении:

°.

Проверим полученные диаметры по формуле:

a_ω= (d₁ + d₂)/2 = (72,5+ 177,5)/2 = 125,

что совпадает с ранее найденным значением.

7.5 Ширина колеса определяется по формуле:

b₂ = y_ba×a_ω = 0,4∙125 = 50мм.

7.6 Ширина шестерни определяется по формуле:

b₁ = b₂ + (5...10) = 50 + (5...10) = 55…60 мм.