Мы поможем в написании ваших работ!



ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?

Вибір електродвигуна, кінематичний та енергетичний розрахунок привода.

Поиск

Проектування привода

 
 
 
 
 
Д

1.1 Завдання і обґрунтування.

(Завдання 2)

Складові частини привода:

1. Електродвигун;

2. Муфта;

3. Редуктор одноступеневий конічний;

4. Ланцюгова передача;

5. Вихідний вал привода.

 

Режим навантаження – СН.

Термін роботи 10000 годин.

 

Вихідні дані: Pв = 3,2 кВт; wв = 11 с-1,

де: Pв – потужність на вихідному валі привода;

wв – кутова швидкість вихідного вала привода.

 

Вибір електродвигуна, кінематичний та енергетичний розрахунок привода.

 

1. Загальний ККД привода

h = hм * h3п.п * hк.зак* hл.в=0,98 * 0,9923 * 0,95 * 0,9 = 0,818

 

2. Розрахункова потужність електродвигуна

Рр = Рв / h = 3,2 / 0,818 = 3,912 кВт

 

Приймаємо електродвигун з номінальною потужністю 4 кВт серії 4А100L4 з наступними характеристиками:

синхронна частота обертання вала: nс = 1500 об/хв

коефіцієнт S = 4,7 % = 0,047

Відношення пускового моменту до початкового: Тn/ Т = 2,0

3. Номінальна частота обертання вала двигуна:

nн = nc * (1-S) = 1500*(1-0.047)=1429.5 об/хв

 

4. Номінальна кутова швидкість вала двигуна:

wдв = wн = π *nн / 30 = 3,14 * 1429,5 /3 0 = 149,6 с-1

 

5. Передаточне число привода:

u = wдв/ wв= 149.6/11 = 13.6

 

u = u1 * u2; де u1- передаточне число закритої конічної передачі

u2 - передаточне число відкритої ланцюгової передачі

Приймаємо стандартне значення u1 = 4; тодіu2 = u / u1 = 13.6 / 4 = 3.4

 

6. Кутові швидкості валів привода:

w1 = wдв= 149,6 с-1

w2 = w1 / u1= 149,6 / 4 = 37,4 с-1

w3 = w2 / u2= 37,4 / 3,4 = 11 с-1

7. Потужності на валах привода:

 

Р1 = Рр * hм * hп.п= 3,912 * 0,98 * 0,992 = 3,803 кВт

Р2 = Р1 * hк.зак* hп.п= 3,803 * 0,95 * 0,992 = 3,584 кВт

Р3 = Р2 * hк.зак* hп.п= 3,584 * 0,9 * 0,992 = 3,199 кВт

 

8. Обертальні моменти на валах привода:

Т1 = Р1 / w1 = 3,803*103 / 149,6 = 25,42 Н*м

Т2 = Р2 / w2 = 3,584 *103 / 37,4 = 95,83 Н*м

Т3 = Р3 / w3 = 3,199 *103 / 11= 290,81 Н*м

Розрахунок передачі редуктора

Вибір матеріалів і розрахунок допустимих напружень

За рекомендацією таблиці 3,2 приймаємо наступні марки сталей. Для шестерні беремо сталь марки 40Х, а для колеса марки 40 (табл.3.1,[1]). Термообробка – поліпшення. Твердість поверхні і механічні властивості після термообробки наступні:

для шестірні – Н1 = 240НВ, 550МПа, 850 МПа

для колеса - Н2 = 220НВ, 400МПа, 700МПа.

Допустимі контактні напруження

Допустимі контактні напруження для шестерні визначають за формулою:

,

де - границя контактної витривалості поверхонь зубців, що відповідає базі випробувань NНО.

Базу випробувань NНО – визначаємо за формулою

NНО1 = 30(ННВ1 )2,4 = 30(240) 2,4 =1,55×107 - шестерня

NНО2 = 30(ННВ2 )2,4 = 30(220) 2,4 =1,26×107 - колесо

Границю контактної витривалості знаходимо залежно від виду термічної обробки зубців та їх твердості(табл.3.3,[1]):

для шестірні (об'ємне гартування) =2ННВ1+70=240·2+70=550МПа;

для колеса (поліпшення) =2ННВ2+70=2×220+70=510МПа.

ZN – коефіцієнт довговічності. Враховує можливості збільшення напружень при еквівалентному числі циклів N навантажень зубців за термін служби передачі меншому від бази випробувань NНО; обчислюємо за формулою:

Еквівалентне число циклів навантаження визначають за термін службипередачі з врахуванням режиму навантаження

NHE = μH × N Σ,

де μH – коефіцієнт режиму навантаження вибирається із табл.3.4.

Сумарне число циклів навантаження:

N Σ = 60n × i × h,

де h – термін служби передачі в годинах; n – частота обертання шестірні або колеса, в об/хв; і – число одночасних зубчастих зачеплень.

h = 10000 годин; μH = 0,18 (з табл. 3.4); і = 1;

 

для шестерні:

N Σ1 = 60 ×1429.5 × 1 × 10000 = 85,77×107

NHE1 = 0.18 × 85,77×107 = 1,55×107

ЯкщоNНО≤ NНЕбрати ZN=1. ПриймаємоZN1 = 1.

Коефіцієнт ZR беремо рівним ZR =0,95, при шорсткості поверхні зубців Rа =(2,5…1,25).

SН– коефіцієнт запасу міцності, приймаємо SН= 1,2

Визначаємо допустимі контактні напруження для шестерні:

для колеса:

n2 = 30×w2 /π = 30×37,4/3,14 = 357,32 об/хв

N Σ2 = 60 ×357,32 × 1 × 10000 = 21,44×107

NHE2 = 0.18 ×21,44×107= 3.86×107

Приймаємо ZN2 = 1;

 

Тоді розрахункові контактні напруження:

МПа

Необхідна умов виконується:

МПа

Граничне допустиме контактне напруження

МПа;

МПа,

де - границя текучості при розтягу.

Проектування конічної зубчастої передачі

Вихідними даними для проектного розрахунку передачі є такі:

- крутний момент на валу шестірніТ1=25,42 H×м;

- передаточне число передачі u= 4;

- матеріал зубчастих коліс та їх термообробка, твердість активних поверхонь.

- коефіцієнт ширини вінця зубчастого колеса ψ ba = b / aw або ψ bd = b / d1 (приймаємоψ ba = 0,315 [Таблиця 3.8]);

- типовий режим роботи передачі та строк її служби (режим - CH, h=10000 годин);

Зовнішній ділильний діаметр.

Кd=1000 МПа1/3 – для стальних коліс;

Коефіцієнт ширини зубчастого вінця Kbe= 0,25

Kbd = Kbe·u/(2- Kbe) = ·0.25·4/(2-0.25) = 0.571

Нерівномірність розподілу навантаження враховується коефіцієнтом KHβ, значення якого визначаються за табл.4.1. Вибираємо значення методом інтерполяції.

Підставляємо значення і шукаємо dе2:

Сили у зачепленні.

Колова сила:

Радіальна сила на колесі:

Аналогічні складові діють з боку зубців конічного колеса на зубці шестірні, але впротилежному напрямку, тобто:

;

Питома колова сила.

Для прямозубих конічних передач КН α= КF α=1, а коефіцієнти КН β і КF βзнаходять за табл.4.1 і табл.4.2методом інтерполяції:

Коефіцієнти динамічного навантаження зубців КНv і КFv можна братитакі самі, як для циліндричних зубчастих передач при коловій швидкості

З таблиці 3.12 визначаємо ступінь точності зубчатих передач по ГОСТ 1643-81:
Коефіцієнти динамічного навантаження зубців КНvі КFv(Таблиця3.15) визначаємо методом інтерполяції:

Підставляємо значення і знаходимо та

Визначитикрокланцюга

Ланцюги з великим кроком мають більшу несучу здатність, але допускають менші кутові швидкості. Доцільно вибирати ланцюги з мінімальним допустимим кроком за формулою:

де – крутний момент на валу ведучої зірочки, Нмм; - допустимий тиск у шарнірах ланцюга, МПа, береться із табл.6.12; – число зубців ве-дучої зірочки; m – число рядів ланцюга.

Приймемо мм. Тоді з таблиці 6.12 медотом інтерполяції оберемо допустимий тиск у шарнірах ланцюга (w2 = 37,4 с- 1):


Підставлємо відомі значення і шукаємо крок ланцюга:

Приймемо наближене округлене стандартне значення мм

Визначити швидкість ланцюга

В силу того, що ланки ланцюга розміщені навколо зірочки по сторонах многокутника, швидкість ланцюга непостійна. Середня швидкість руху ланцюга:

Проектування привода

 
 
 
 
 
Д

1.1 Завдання і обґрунтування.

(Завдання 2)

Складові частини привода:

1. Електродвигун;

2. Муфта;

3. Редуктор одноступеневий конічний;

4. Ланцюгова передача;

5. Вихідний вал привода.

 

Режим навантаження – СН.

Термін роботи 10000 годин.

 

Вихідні дані: Pв = 3,2 кВт; wв = 11 с-1,

де: Pв – потужність на вихідному валі привода;

wв – кутова швидкість вихідного вала привода.

 

Вибір електродвигуна, кінематичний та енергетичний розрахунок привода.

 

1. Загальний ККД привода

h = hм * h3п.п * hк.зак* hл.в=0,98 * 0,9923 * 0,95 * 0,9 = 0,818

 

2. Розрахункова потужність електродвигуна

Рр = Рв / h = 3,2 / 0,818 = 3,912 кВт

 

Приймаємо електродвигун з номінальною потужністю 4 кВт серії 4А100L4 з наступними характеристиками:

синхронна частота обертання вала: nс = 1500 об/хв

коефіцієнт S = 4,7 % = 0,047

Відношення пускового моменту до початкового: Тn/ Т = 2,0

3. Номінальна частота обертання вала двигуна:

nн = nc * (1-S) = 1500*(1-0.047)=1429.5 об/хв

 

4. Номінальна кутова швидкість вала двигуна:

wдв = wн = π *nн / 30 = 3,14 * 1429,5 /3 0 = 149,6 с-1

 

5. Передаточне число привода:

u = wдв/ wв= 149.6/11 = 13.6

 

u = u1 * u2; де u1- передаточне число закритої конічної передачі

u2 - передаточне число відкритої ланцюгової передачі

Приймаємо стандартне значення u1 = 4; тодіu2 = u / u1 = 13.6 / 4 = 3.4

 

6. Кутові швидкості валів привода:

w1 = wдв= 149,6 с-1

w2 = w1 / u1= 149,6 / 4 = 37,4 с-1

w3 = w2 / u2= 37,4 / 3,4 = 11 с-1

7. Потужності на валах привода:

 

Р1 = Рр * hм * hп.п= 3,912 * 0,98 * 0,992 = 3,803 кВт

Р2 = Р1 * hк.зак* hп.п= 3,803 * 0,95 * 0,992 = 3,584 кВт

Р3 = Р2 * hк.зак* hп.п= 3,584 * 0,9 * 0,992 = 3,199 кВт

 

8. Обертальні моменти на валах привода:

Т1 = Р1 / w1 = 3,803*103 / 149,6 = 25,42 Н*м

Т2 = Р2 / w2 = 3,584 *103 / 37,4 = 95,83 Н*м

Т3 = Р3 / w3 = 3,199 *103 / 11= 290,81 Н*м



Поделиться:


Последнее изменение этой страницы: 2016-04-26; просмотров: 217; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы!

infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 3.145.179.30 (0.008 с.)