Розробка електронної моделі підготовки виробництва триступеневого співвісного редуктора (стр. 2 из 15)

Загальний коефіцієнт корисної дії приводу дорівнює добутку ККД його окремих елементів, в яких мають місце втрати механічної енергії:

(1.5)

Значення ККД окремих елементів приводу взято [1]:

Визначаємо частоту обертання вихідного вала:

(1.6)

де t – крок елементів зачеплення;

z – кількість елементів зачеплення;

D – діаметр елементу обертання;

звідси частота обертання елементу:

(1.7)

Визначаємо діапазон можливих значень швидкостей обертання вихідного елементу:

(1.8)

Отримаємо:

; . Визначаємо максимальне значення потужності приводу на валу електродвигуна:

(1.9)

де Рд max – максимальна потужність на валу електродвигуна.

(1.10)

1.2 Вибір двигуна

Найбільш розповсюдженні в промисловості трифазні асинхронні електродвигуни з коротко замкнутим ротором. Ці двигуни мають найбільш просту конструкцію, найменшу вартість і мінімальні потреби в обслуговуванні.

Важливою перевагою асинхронних двигунів є можливість їх включення у електричну мережу перемінного струму без проміжних перетворювачів.

Виходячи з умов експлуатації приводу виберемо двигун серії 4А, асинхронних двигунів загального використання з чавунним корпусом (ГОСТ 19523-81) для кліматичних умов типу У (номінальні – сухе, чисте опалюване приміщення) категорії 3.

Конструктивно електродвигуни виконуються з кріпленням на лапах.

За отриманим значенням Р_дн з урахуванням умов експлуатації привода по табличним даним [1] вибираємо найближчу більшу номінальну потужність електродвигуна Р_дном.. Повинна виконуватись умова:

(1.11)

Обираю двигун 4А160S2У3, Р_дном= 15 кВт;

= 1,4; n_дв= 2940 .

1.3 Вихідні дані для розрахунку передач приводу

Визначимо час експлуатації приводу за формулою:

(1.12)

де K_рок=5 – тривалість експлуатації (років);

К_дн=300 кількість робочих днів за рік;

K_змін=1 – кількість змін на за добу;

K_вик=0,5 – коефіцієнт використання приводу протягом зміни.

Визначаємо кількість циклів навантаження на всіх ступенях редуктора:

;(1.13)

де

об/хв;

(1.14)

де N₄=N_min, мінімальне число циклів, оскільки

, 5292000>5000,

де N=50000 циклів, це розрахункові обертаючі моменти по першій ступені діаграми навантаження. Останні розрахункові вихідні дані, для розрахунку передач приводу заносимо в таблицю 1.1.

Таблиця 1.1 - Результати розрахунку вихідних даних для розрахунків передач приводу

Ступінь		Швидкохідна передача	Тихохідна передача	Відкрита
Передаточне число		3,55	3,55	3,55
Тип передачі редуктора		Прямозуба	Прямозуба	Прямозуба
Режим роботи приводу		Нереверсивний
Вимоги до габаритів редуктору		Жорсткі
Виробництво		Великосерійне
Навантажувально-кінематичні параметри приводу
Вал	Потужність,кВт	Частота обертання валу, хв.-1	Обертаючій момент, Нм
			Розрахунковий	Номінальний
1	13,97	2940	45	63,5
2	12,49	828	144	201,6
3	10,7	233	439	614,5
4	8,84	66	1285	1800

1.4 Проектування передач приводу

Для виготовлення зубчастих коліс всіх передач призначимо:

Матеріал – сталь 40Х ГОСТ 1050-88;

Термообробка – об’ємне гартування;

Твердість-поверхні 45...50 HRC;

серцевини 150...200 НВ;

Границя контактної витривалості

МПа [3]; Границя згинальної витривалості σ_{F lim}=500 МПа;

Визначаємо допустимі напруження при розрахунку на контактну міцність:

(1.15)

де

- границя контактної витривалості;

- допустимий коефіцієнт запасу міцності по контактним напруженням.

У нашому випадку: вид ТО – гартування, структура матеріалу неоднорідна, таким чином

;

Розрахунок зубчатої передачі будемо виконувати в наступному порядку, оскільки між осьова відстань залишається незмінною для всіх передач. Спершу розраховуємо модуль і між осьову відстань третьої передачі, і приймаємо ці данні для всіх передач.

Для прямозубої передачі доцільно використовувати наступні числа зубців колеса: Z=17…25. В моєму випадку призначаю одинакові числа зубців для шестерень, і одинакові числа зубців для коліс Z₁=Z₃=Z₅=20, Z₂=Z₄=Z₆=71.

Тоді, як колеса с твердістю робочих поверхонь більше, ніж 350НВ, тому розрахунок передач робимо за визначенням модуля передачі:

(1.16)

Для прямозубих передач β=0;

Y_f1=Y_f3=Y_f5=4,12 для 20 зубців з нульовим коефіцієнтом зміщення;

Y_f2=Y_f4=Y_f6=3,73 для 71 зубців з нульовим коефіцієнтом зміщення.

Щоб визначити, дані якого колеса підставляти в формулу для розрахунку модуля (шестерні або колеса), треба виконати перевірку:

(1.17)

тому дані будемо підставляти в формулу (1.16) дані 6,4,2 колеса.

Приймаємо наступні значення [3]:

K_f=1,5, приймаємо попередньо;

Ψ_bd=0,6, прийнято з умови найгіршого навантаження на колесо, звідси:

(1.18)

Приймаємо з першого ряду стандартних модулів m_n=6 мм. В моєму випадку m_nІ= m_nІІ= m_nІІІ=6 мм.

Визначаємо основні параметри зубчастих коліс за формулами.

Діаметр ділильного кола:

(1.19)

Діаметр западин:

(1.20)

Діаметр вершин:

(1.21)

Визначаємо між осьову відстань:

(1.22)

приймаємо a_w=280 зі стандартного ряду, доцільно буде перерахувати радіус ділильного кола за новим значенням міжосьової відстані, перераховані дані заносимо до таблиці 1.2.

Таблиця 1.2 - Основні розміри коліс передач:

Параметри:	I	II	III
Z1	20	20	20
Z2	71	71	71
mn, мм	6	6	6
aw, мм	280	280	280
d(Ш), мм	120	120	120
d(К), мм	440	440	440
da(Ш), мм	132	132	132
da(К), мм	452	452	452
df(Ш), мм	105	105	105
df(К), мм	425	425	425
U	3,55
bw(Ш), мм	25	25	80
bw(К), мм	20	20	75

Визначаємо приблизні значення діаметрів валів: