ВІКІСТОРІНКА
Навигация:
Інформатика
Історія
Автоматизація
Адміністрування
Антропологія
Архітектура
Біологія
Будівництво
Бухгалтерія
Військова наука
Виробництво
Географія
Геологія
Господарство
Демографія
Екологія
Економіка
Електроніка
Енергетика
Журналістика
Кінематографія
Комп'ютеризація
Креслення
Кулінарія
Культура
Культура
Лінгвістика
Література
Лексикологія
Логіка
Маркетинг
Математика
Медицина
Менеджмент
Металургія
Метрологія
Мистецтво
Музика
Наукознавство
Освіта
Охорона Праці
Підприємництво
Педагогіка
Поліграфія
Право
Приладобудування
Програмування
Психологія
Радіозв'язок
Релігія
Риторика
Соціологія
Спорт
Стандартизація
Статистика
Технології
Торгівля
Транспорт
Фізіологія
Фізика
Філософія
Фінанси
Фармакологія


Вибір асинхронного електродвигуна.

З огляду на те, що Pном/P′ед і nном/n′ед вибираємо електродвигун марки 4А100S2У3 з номінальною потужністю Pном = 4 кВт, і nном = 2880 об/хв. (табл. К9, с. 384 [3]).

Ескіз електродвигуна приведений на рис. 2.1.

2.6. Коректування передатного відношення.

= = = 2,03

Кінематичний і силовий розрахунок привода.

Вал електродвигуна.

Pед = Pном = 4 кВт – потужність електродвигуна;

Nед = nном = 2880 об/хв; ωед = = = 301,59 с-1 – кутова швидкість;

Tед = = = 0,0133 кНм – обертальний момент вала

 

Швидкохідний вал.

P1 = Pэд ηм ηп = 4·0,98·0,99 = 3,88 кВт

n1 = nед = 2880 об/хв ω1 = ωед = 301,59 с-1

T1 = = = 0,0129 кНм

 

Проміжний вал.

P2 = P1 ηзп ηп = 3,88·0,98·0,99 = 3,76 кВт;

n2 = = = 720 об/хв; ω2 = = = 75,4 с-1

T2 = = = 0,05 кНм.

 

 

Тихохідний вал.

P3 = P2 ηзп ηп = 3,76·0,98·0,99 = 3,65 кВт

n3 = = = 202,82 об/хв ω3 = = = 21,24 с-1

T3 = = = 0,172 кНм

 

Вал робочої машини.

P4 = Рр..м. = P3 ηл ηп = 3,65·0,93·0,99 = 3,36 кВт

n4 = = = 100 об/хв ω4 = = = 10,47 с-1

T4 = = = 0,321 кНм.

 

 

 
 

Розрахунок зубчастих передач

3.1. Швидкохідна ступінь.

Вибір твердості, термообробки, матеріалу коліс.

а) По таблиці 3.1. [3] визначаємо марку сталі:

для шестірні – сталь 40Х, твердість £350 HB1

для колеса – сталь 40Х, твердість £350 HB2 .

Різниця середніх міцностей НВ1ср–HB2ср=(20...50)

б) По таблиці 3.2.[3] визначаємо механічні характеристики стали 40Х:

для шестірні – твердість (269…302)HB1,термообробка – поліпшення, діаметр граничної заготовки Dгран=125 мм

для колеса – твердість (235…262)HB2,термообробка – поліпшення, гранична ширина заготовки Sгран=125 мм

в) Визначаємо середню твердість зубців шестірні і колеса:

HB1ср = = 285,5 HB2ср = = 248,5

Визначення контактних напружень, що допускаються

для зубців шестірні[σ]H1 і колеса [σ]H2

а) Розраховуємо коефіцієнт довговічності KHL

KHL = , де

NH0 – число циклів зміни напружень, що відповідає границі витривалості

N – число циклів зміни напружень за весь термін служби

N1 = 573ω1Lh = 573·301,59·14600 = 2523·106 циклів

N2 = 573ω2Lh = 573·75,4·14600 = 560,7·106 циклів , де

ω1 – кутова швидкість швидкохідного вала

ω2 – кутова швидкість проміжного вала

Lh – термін служби приводу (ресурс), год.

Lh = 365LrKrtcLcKc = 365·5·1·8·2·0,5 = 14600 год , де

Lr – термін служби приводу, років Lr = 5 (з вихідних даних)

Kr – коефіцієнт річного використання, приймаємо Kr =1

 

tc – тривалість зміни, год.; приймаємо tc = 8 год.

Lc – число змін, приймаємо Lc = 2

Kc – коефіцієнт змінного використання

Число циклів зміни напружень NH0 знаходимо по таблиці 3.3.[3] інтерполяцією:

NH01 = 22,5·106 циклів NH02 = 16,3·106 циклів

Тому що N1 > NH01 і N2 > NH02 , то коефіцієнти довговічності KHL1 = 1 і KHL2 = 1.

б) По табл. 3.1.[3] визначаємо контактні напруження шестірні, [σ]H01 і колеса [σ]H02:

для шестірні: [σ]H01 = 1,8 HB1ср + 67 = 1,8·285,5 + 67 = 580,9 Н/мм2

для колеса: [σ]H02 = 1,8 HB2ср + 67 = 1,8·248,5 + 67 = 514,3 Н/мм2

в) Визначаємо контактні напруження, що допускаються:

для шестірні: [σ]H1 = KHL1 [σ]H01 = 1·580,9 = 580,9 Н/мм2

для колеса: [σ]H2 = KHL2 [σ]H02 = 1·514,3 = 514,3 Н/мм2

При НВ1ср–HB2ср=20...50 циліндричні передачі з непрямими зубцями розраховують за меншим значенням [σ]H з отриманих для шестірні [σ]H1 і для колеса [σ]H2 т.е., по менш міцних зубцях: [σ]H = [σ]H2 = 514,3 Н/мм2.

 

Визначення напружень вигину, що допускаються

для зубців шестірні[σ]F1 і колеса [σ]F2

а) Розраховуємо коефіцієнт довговічності KFL

KFL = , де

N – наробіток за весь термін служби: для шестірні N1 = 2523·106 циклів

для колеса N2 = 560,7·106 циклів

NF0 = 4·106 – число циклів зміни напружень, що відповідає границі витривалості

для обох коліс

Тому що N1 > NF01 і N2 > NF02 , то коефіцієнти довговічності KFL1 = 1 і KFL2 = 1.

б) По таблиці 3.1.[3] визначаємо напруження вигину, що допускаються, і відповідають числу циклів зміни напруженьNF0 :

 

для шестірні: [σ]F01 = 1,03 HB1ср = 1,03·285,5 = 294 Н/мм2

для колеса: [σ]F02 = 1,03 HB2ср = 1,03·248,5 = 256 Н/мм2

 

в) Визначаємо напруження вигину, що допускаються:

для шестірні: [σ]F1 = KFL1 [σ]F01 = 1·294,1 = 294 Н/мм2

для колеса: [σ]F2 = KFL2 [σ]F02 = 1·256 = 256 Н/мм2

 

Складаємо таблицю 3.1. по пунктах 3.1.1.–3.1.3.

Таблиця 3.1. Механічні характеристики матеріалів зубчастої передачі

Швидкохідної ступені.

Елемент передачі Марка стали Dгран Термообробка HBср [σ]H [σ]F
Sгран Н/мм2  
Шестірня 40Х У 285,5 580,9
Колесо 40Х У 248,5 514,3

3.1.4. Визначення міжосьової відстані аw , мм

аwKa (uш + 1) = 43(4 + 1) = 77,73 мм , де

Ka = 43 – допоміжний коефіцієнт для косозубих передач

Ψа = 0,25 – коефіцієнт ширини вінця колеса, табл.2[4]

T2 – обертаючий момент на проміжному валі, Н·м

K =1 – коефіцієнт нерівномірності по довжині зуба

 

По табл. 2[4] приймаємо аw = 80 мм.

3.1.5. Визначення модуля зачеплення m, мм

m = = 0,89 мм, де

Km = 5,8 – допоміжний коефіцієнт для косозубих передач

d2 – ділильний діаметр колеса, мм:

d2 = 2аw = 2·80 = 128 мм

b2 = Ψа аw = 0,25·80 =20 мм

По таблиці 13.15.[3] приймаємо b2 = 20 мм

По таблиці 3 [4] приймаємо m = 1 мм

3.1.6. Визначення кута нахилу зубців βmin

Для косозубих передач:

βmin = arcsin = arcsin = 10,08º

У косозубих передачах β = (8…16)° Через ріст осьових сил Fа в зачепленні бажано одержати його менше значення.

 

Визначення сумарного числа зубців шестірні і колеса.

Для косозубих передач:

zΣ = z1 + z2 = 2аw = 2·80 = 157,5

Приймаємо zΣ = 157

3.1.8. Визначення дійсної величини кута нахилу зубців β

β = arccos zΣ m/(2аw) = arccos 157·1/(2·80) = 11,11269°= 11,0646

Визначення числа зубців шестірні.

z1 = = = 31,4

Приймаємо z1 = 31 , умова z1≥18 виконується.

© 2013 wikipage.com.ua - Дякуємо за посилання на wikipage.com.ua | Контакти