Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода

 

Определим потребляемую мощность привода (мощность на выходе):

 

Вт.

 

Определим общий КПД привода:

 

η = η₁· η₂· η₃· η₄,

η₁ = η_пер = 0,95;

η₂ = η_ред = η_пер· η_подш² = 0,98·0,98² = 0,96;

η₃ = η_{соед.муфт} = 0,98;

η₄ = η_{подш.опор} = 0,99² = 0,98;

η = 0,95·0,96·0,98·0,98 = 0,88.

 

Требуемая мощность электродвигателя:

 

Вт.

 

Определим угловую скорость вала люлечного элеватора:

 

рад/с;

мм.

 

Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины (число оборотов на выходе):

об/мин.

 

Общее передаточное число привода:

 

 

Частота вращения вала электродвигателя (число оборотов на входе):

 

 об/мин.

 

Выбираем электродвигатель АИР 112МВ6/950 ТУ 16-525564-84 с мощностью 4кВт и синхронной частотой вращения 1000 об/мин.

Номинальная частота вращения:  об/мин.

 

 рад/с.

 

Определяем фактическое передаточное число привода:

 

.

Поскольку по условию задачи не заданы передаточные числа, то по ГОСТ2185–86 принимаем:

 

U_ред = 2,5,

U_пер = .

Определим частоту вращения и угловую скорость валов редуктора

Вал А	n1 = nдв = 949 об/мин	рад/с
Вал В	об/мин	рад/с
Вал С	об/мин	рад/с

 

Определим вращающие моменты на валах привода:

 

 Н·мм;

Т₁ = Т_дв

 Н·мм.

 

Расчет зубчатых колес редуктора

Принимаем для шестерни марку стали Ст45,улучшение; для зубчатого колеса Ст45, улучшение, термообработка.

НВ_ср = 0,5(НВ₁ + НВ₂)

 

НВ_ср = 0,5(235 + 262) = 248,5 – зубчатое колесо,

НВ_ср = 0,5(269 + 302) = 285,5 – шестерня.

 

Определяем допускаемое контактное напряжение колеса:

 

 МПа;

 

Шестерни:

582 МПа;

 

Допускаемое контактное напряжение:

 

 МПа.

 

Определим межосевое расстояние редуктора из условия контактной выносливости поверхностей зубьев:

 

мм.

 

Определяем нормальный модуль зацепления:

мм,

мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10⁰ и определим количество зубьев шестерни и зубчатого колеса:

 

, тогда

.

 

Уточненное значение угла наклона зубьев:

 

,

 

β = 9⁰.

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:

 

мм;

мм.

 

Проверка:

 

мм.

 

Диаметры вершин зубьев:

 

мм,

мм.

 

Ширина колеса:

мм,

 

Ширина шестерни:

мм.

 

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:

 

.

Диаметры впадин:

 

мм,

мм.

 

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

 

м/с – 9 степень точности.

 

Коэффициент нагрузки:

 

.

 

Проверка контактных напряжений:

 

 МПа.

 МПа < ,

 

Условие прочности по контактным напряжениям выполняется, материал зубчатых колес подобран верно.

Определяем силы, действующие в зацеплении:

Окружная сила:

 

 Н.

 

Радиальная сила:

 Н.

 

Осевая сила:

 

 Н.

 

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

 

, , .

 

У шестерни

 

,

 

У колеса

 

,

 

Определим допускаемое напряжение:

 

= МПа,

, ,

.

 

Находим отношение для колеса:

 

 <

 

Предварительный расчет валов редуктора. Выбор подшипников

 

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца

мм,

мм.

 

Для ведущего вала выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники № 306 средней серии по ГОСТ 8338–75:

d = 30 мм;

D = 72 мм;

В = 19 мм;

r = 2 мм;

С = 28,1 кН;

С₀ = 14,6 кН.

Ведомый вал:

Диаметр выходного конца вала

 мм,

 мм.

 

Для ведомого вала выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники № 308 средней серии по ГОСТ 8338–75:

d = 40 мм;

D = 90 мм;

В = 23 мм;

r = 2,5 мм;

С = 41 кН;

С₀ = 22,4 кН.