Выбор подходящего электродвигателя, определение передаточного отношения червячной передачи, мощности, частоты вращения и крутящий момент на валах редуктора

Страницы работы

41 страница (Word-файл)

Фрагмент текста работы

1 Кинематический расчёт привода

1.1 Общий коэффициент полезного действия привода

Определяем общий коэффициент полезного действия привода по формуле:

                        

где =0,99 – коэффициент полезного действия муфты;

       ηчервяч. = 0,85 - коэффициент полезного действия редуктора;

       ηотк. = 0,98- коэффициент полезного действия открытой зубчатой передачи; (табл. 1. [1])

1.2 Расчётная мощность электродвигателя

Определяем расчетную мощность электродвигателя:

где Р3-мощность на ведомом валу.

кВт

Выбираем стандартный электродвигатель из условия Рном  Pдв.расч и записываем его характеристики в таблицу 1.1

Таблица 1.1 - Технические данные асинхронного двигателя

Тип двигателя

Номинальная мощность

Рном, кВт

Асинхронная частота вращения

nдв.ас, об/мин-1

Диаметр выходного конца

вала dдв, мм

4А132М8У3

5,5

720

38

1.3 Общее передаточное число привода

Вычисляем общее передаточное число привода:

где u об - общее передаточное число привода;

      nдв.ас - асинхронная частота вращения двигателя;

      n3- частота вращения ведомого вала.

1.4 Передаточное число открытой передачи

Принимаем стандартную величину передаточного числа редуктора и

определяем передаточное число открытой передачи:

где u от- передаточное число открытой передачи;

      u ред- передаточное число редуктора.

Передаточное число редуктора должно быть больше передаточного чис-

ла открытой передачи, чтобы ее габариты не были выше габаритов редуктора.

uред = 20

1.5 Частота вращения валов

Определяем частоту вращения валов:

 об /мин

об/мин

 об/мин

1.6 Угловая скорость валов

Вычисляем угловую скорость валов:

 ,

где n1 = nдв.ас. = 720 об/мин,


где U| = Uред = 20,

 

где U|| = Uотк = 3,28,

1.7 Мощность на валах

Находим мощность на валах:

кВт

где  η1 = ηред = 0,85;

. кВт

где η2 = ηзуб = 0,93;

 кВт

Найденные величины n3 и P3 сравниваем с исходными.

n3 = n3исх = 11 об/мин;

P3 = P3исх = 4,3 кВт

1.8 Крутящие моменты на валах

Определяем крутящие моменты на валах:

Составляем сводную таблицу параметров привода

Таблица 1.2 - Параметры привода

Номер вала

Частота вращения,

об/мин

Угловая скорость, рад/с

Крутящий момент,

Мощность, кВт

Передаточное число

КПД

1

720

75,36

72,15

5,44

20

0,85

2

36

3,76

1226,5

4,62

3

11

1,14

3764,3

4,3

3,28

0,93

2 Выбор материалов для червячной передачи.

2.1 Вычисляем скорость скольжения:

Vs =  n1*0,45 * 10-3 *  ,

Vs =  720*0,45 * 10-3 *  =3,4 м/с.

        2.2 Выбираем материал венца червячного колеса и червяка:

        Группа материалов – 2;

      материал червяка - сталь 45:

      твердость – НВ = 270 МПа;

      термообработка – улучшение + закалка;

      материал венца колеса – БрА10Ж4Н4:

      предел прочности σB= 700 МПа.

      предел текучести σТ = 460 МПа; (табл. 5. [1]).

        2.3 Рассчитываем допускаемые контактные напряжения [σн] для червячного колеса:

н]2 =250-25* Vs,

н]2 =250-25*3,4=165 МПа.

2.4 Рассчитываем допускаемые изгибные напряжения [σF] для червячного колеса:

F]2=(0,08σВ + 0,25σТ)* KFL

 

     где KFL – коэффициент долговечности при расчёте на изгибную прочность

KFL =

                     где N  - число циклов нагружения

N=60*n2*Lh,,

 

        где Lh -  срок службы передачи

Lh= 365*Kгод*24*Ксут*Т;

Lh= 365*0,4год*24*0,35сут*4= 4905 ч;

N= 60*36*4905 = 10594800.

        Получаем допускаемые напряжения изгиба:

F]2=(0,08*700 + 0,25*460)= 169,3 МПа.

2.5 Выбор материалов для цилиндрической прямозубой передачи.

2.6 Выбираем материал для зубчатых колес с прямыми зубьями :

             Шестерня – сталь 45

         Dзагот.- любой.

         Термическая обработка – улучшение.

         HB1=215

       Колесо – сталь 45

         Dзагот.- любой.

         Термическая обработка – нормализация.

         HB2=190; (табл. 4. [1]).

                     2.7 Допускаемые контактные напряжения:

         где   - 2HB+70 - длительный предел контактной выносливости;

                 = 1,1 – коэффициент безопасности;

                 = 1 – коэффициент долговечности.

                 Расчет контактные напряжения:

           для щестерни: Мпа

           для колеса: Мпа

       принимаем для дальнейших расчетов передачи = 409 Мпа.

2.8 Допускаемые изгибные напряжения:

       где  - длительный предел изгибной выносливости;

              = 1,75 – коэффициент безопасности;

              = 1 – коэффициент долговечности.

           для щестерни:  МПа

            для колеса:  МПа

3 Расчет закрытой червячной передачи

3.1 Число заходов червяка, число зубьев колеса

Uред = 20;

Выбираем число заходов червяка:

z1=2; (табл. 1.20. [2]).

Выбираем число зубьев червячного колеса:

z2 = z1 * Uред;

z2 = 2 * 20 = 40.

3.2 Передаточное число

Уточняем передаточное число:

;

.

Отклонение от заданного  передаточного числа 0%.

3.3 Коэффициент диаметра червяка

Похожие материалы

Информация о работе

Предмет:
Детали машин
Тип:
Курсовые работы
Размер файла:
1 Mb
Скачали:
0