Головна Головна -> Інше українською -> Технічні науки -> Проектування приводу. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу

Проектування приводу. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу

Назва:
Проектування приводу. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу
Тип:
Інше
Мова:
Українська
Розмiр:
5,67 KB
Завантажень:
163
Оцінка:
 
поточна оцінка 5.0


Скачати цю роботу безкоштовно
Пролистати роботу: 1  2  3  4 
Проектування приводу. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу
Джерелом енергії приводу є електродвигун.
Коефіцієнт корисної дії приводу
;
де - ККД муфти (табл.2.1 [1]); - ККД закритої циліндричної передачі; - ККД пасової передачі; - ККД пари підшипників.
Розрахункова потужність двигуна
Вт,
де Рвих – потужність на вихідному валі приводу, Вт.
В табл.А.1 (додаток А) вибираємо за розрахунковою потужністю Рдв.р двигун асинхронний короткозамкнутий серії 4А100S4, закритий продувний потужністю=3,0 кВт з синхронною частотою обертання вала nc=1500 хв-1 і ковзанням s=4,4%.
Номінальна частота обертання вала двигуна:
хв-1;
Визначаємо передаточне число приводу та його ступенів. Передаточне число приводу
З іншого боку
,
де - передаточне число закритої циліндричної передачі, - передаточне число відкритої передачі.
Призначаємо передаточне число одноступеневого редуктора, з стандартного ряду (табл.2.2) 4,5 , а розрахункове передаточне число відкритої передачі визначаємо
,
найближче е значення . Величина відхилення дорівнює .0.682%. Остаточно приймаємо : .
Кутова швидкість і крутний момент на валу двигуна
nдв=1434 хв-1;
с-1;
Нм.
Перший вал (швидкохідний вал редуктора)
1; с-1;
Вт;
Нм.
Другий вал (тихохідний вал редуктора)
; с-1;
Вт;
Нм.
Третій вал (вихідний вал приводу)
с-1;
Нм;
Нм.
Результати обчислень зводимо у таблицю 2.1
 
Таблиця 2.1 – Результати розрахунку приводу
№ вала | п , хв-1 | , с-1 | Т , Нм
дв | 1434 | 150.168 | 18.904
1 | 512.14 | 53.631 | 49.783
2 | 113.81 | 11.92 | 215.13
3 | 113.81 | 11.92 | 210.849
2.2 Вибір матеріалів зубчастих коліс і розрахунок
допустимих напружень
Для виготовлення колеса і шестірні беремо однакову сталь марки 45 (табл.3.1,). Термообробка – поліпшення. Твердість поверхні і механічні властивості після термообробки наступні:
для шестірні – Н=270НВ, 580МПа,850МПа;
для колеса - Н=240НВ, 450МПа,750МПа.
У розрахунках активних поверхонь зубців на контактну втому допустимі контактні напруження визначають за формулою (3.1)
,
де- границя контактної витривалості поверхонь зубців, що відповідає базі випробувань NНО.
Базу випробувань NНО – визначаємо за формулою (3.2)
;
.
Границю контактної витривалості знаходимо залежно від виду термічної обробки зубців та їх твердості(табл.3.3,):
для шестірні =2ННВ+70=2270+70=610 МПа;
для колеса =2ННВ+70=2240+70=550 МПа.
Коефіцієнт довговічності ZN обчислюємо за формулою (3.3):
для зубців шестірні
;
для зубців колеса
.
Тут - еквівалентне число циклів навантаження за термін служби передачі
.
Коефіцієнт режиму навантаження визначають за табл.3.4, а сумарне число циклів навантаження зубців шестерні і колеса за формулою
;
,
де h – термін служби передачі в годинах; n – частота обертання шестірні або колеса, в об/хв; і – число одночасних зубчастих зачеплень.
Тоді
;
.
Так як для шестірні і колеса NНО NНЕ , то беремо ZN1= ZN2=1;
Коефіцієнт ZR беремо рівним ZR=0,95, при шорсткості поверхні зубців Rа=(2,5…1,25).
Допустимі контактні напруження для шестірні і колеса
МПа;
МПа.
Тоді розрахункові контактні напруження
МПа
Необхідна умов виконується
МПа
Граничне допустиме контактне напруження
МПа;
МПа,
де - границя текучості при розтягу.
У розрахунках зубців на втому при згині допустиме напруження визначаємо окремо для зубців шестерні і колеса за формулою (3.6)
,
де - границя витривалості при згині, що відповідає базі випробувань NFO = 4106, при коефіцієнті асиметрії R=0 і визначається за рекомендаціями табл.3.7:
для шестірні МПа;
для колеса МПа.
Коефіцієнт довговічності
; ,
де NFE - еквівалентне число циклів зміни напружень згину за термін служби передачі
;
.
Так як NFO<NFE, то беремо YN1=YN2=1.
Допустимі напруження згину, при коефіцієнті запасу міцності SF =2 і коефіцієнті шорсткості перехідної поверхні YR=1(якщо Rz<40 мкм)
МПа; МПа.
Граничні допустимі напруження на згин
Для шестірні МПа; МПа.
Для колеса МПа; МПа.
2.3 Розрахунок закритої циліндричної зубчастої передачі
Вихідними даними для проектного розрахунку передачі є такі:
- розрахункове діюче навантаження Т1=49.

Завантажити цю роботу безкоштовно
Пролистати роботу: 1  2  3  4 



Інше на тему: Проектування приводу. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу

BR.com.ua © 1999-2017 | Реклама на сайті | Умови використання | Зворотній зв'язок