Вибір електродвигуна та розрахунок основних параметрів привода

Предмет:

Виробництво та технології

Тип роботи:

Контрольна робота

К-сть сторінок:

30

Мова:

Українська

Оцінка:

довжина паса “Б” (табл. 2.15 [1]).

2.13. Вихідна потужність паса (табл. 2.15 [1]) при dp1 = 140 мм

V1 = 10,7 м/с  N0 = 2,8 кВт

2.14. Коефіцієнт кута обхвату (табл. 2.18 [1])

С = 0,91.

2.15. Поправка до обертового моменту на передаточне відношення (табл. 2.20 [1])

 = 3,1 нм.

2.16. Поправка до потужності (кВт):

п = 0,0001   n1 = 0,0001  3,1  1460 = 0,45.

2.17. Знаходимо коефіцієнт режиму роботи (табл. 2.8 [1]):

Ср = 0,68.

2.18. Допустима потужність на один клиновий пас (кВт):

[N] = (N0CCL + ) Ср = (3  0,91  0,95 + 0,45)  0,68 = 2,07.

2.19. Розрахункове число пасів

z = .

2.20. Коефіцієнт нерівномірності навантаження пасів (с. 28 [1])

Сz = 0,9.

2.21. Визначаємо дійсне число пасів:

z .

Приймаємо число пасів z = 5 < [z ] = 6.

2.22. Зусилля попереднього натягу одного клинового пасу (н):

S01 = .

де q = 0,18 кг/м (табл. 2.12 [1]).

2.23. Визначаємо силу тиску на вали передачі (н):

Q = 2 S01 z sin

2.24. Визначаємо розміри ободу шківа (табл. 2.21 [1]):

lр = 14 мм;

h = 10,8 мм;

b = 4,2 мм;

l = 19 мм;

 = 12,5 мм;

h1 = 8 мм;

b1 = 17мм;

 = 34.

Зовнішній діаметр шківа (мм):

de1 = dp1 + 2b = 140 + 2  4,2 = 148,4;

de2 = dp2 + 2b = 355 + 2  4,2 = 363,4.

Ширина обода шківа (мм):

М = (z – 1) L + 2 = (5 – 1)  19 + 2  12,5 = 101.

3. РОЗРАХУНОК ЗАКРИТОЇ ЦИЛІНДРИЧНОЇ ЗУБЧАТОЇ ПЕРЕДАЧІ

Вихідні дані: N1 = 8,76 кВт;

передача – нереверсивна;

U = iз.п = ;

Кп = 1,8;

n1 = об/хв.;

t = 5000 год.

T1 = 9550 нм.

3.1. Вибираємо матеріал для виготовлення шестерні та колеса (табл. 8.8 [2])

матеріал шестерні – Ст40Х (S  60 мм);

матеріал колеса – Ст40Х (S  100 мм);

термообробка – поліпшення;

НВ1= 260 ... 280; НВ2 = 230 ... 260;

Розрахункові значення механічних характеристик:

шестерня: σВ = 950 Мпа;

σТ = 700 Мпа;

НВ1 = 270;

колесо: σВ = 850 Мпа;

σT = 550 Мпа;

НВ2 = 250.

3.2. Визначаємо допустиме контактне напруження для зубців колеса (МПа):

[σн2] = ,

де σн0 = 2НВ2 + 70 = 2  250 + 70 = 570– границя контактної витривалості при базовому числі навантажень (табл. 8.9 [2]);

SH = 1,1 – коефіцієнт безпеки (табл. 8.9 [2]);

КНL – коефіцієнт довговічності:

2,4  КНL =  1.

Базове число навантажень NHO = 1,6107 (рис. 8.40 [2]).

Еквівалентне число циклів навантаження зубців колеса

NHE = 60 n2 t = 60  184  5000 = 5,52107;

КНL = 1, бо NHE  NHO.

3.3. Визначаємо допустиме напруження на згин:

[σF] = ,

де σF0 = 1,8 НВ – границя витривалості по напруженню згин (табл. 8.9 [2]);

SF = 1,75 – коефіцієнт безпеки (табл. 8.9 [2]);

KFC = 1 – коефіцієнт реверсивності;

KFL – коефіцієнт довговічності;

2  КFL =  1.

Базове число навантажень NF0= 4106 (рів. 8.68 [2]);

Еквівалентне число циклів навантаження ;

NFE2 = 60 n2 t = 60  184  5000 = 5,52107  NFE1;

КFL = 1, бо NFE2  NFO;

[σF1] = МПа;

[σF2] = МПа.

3.4. Визначаємо допустиме напруження при короткочасному перевантаженні (табл. 8.9 [2]), Мпа:

[σН2]max = 2,8 T = 2,8  550 = 1540;

[σF1]max = 2,74НВ1 = 2,74  270 = 740;

[σF2] max = 2,74НВ2 = 2,74  250 = 685.

3.5. Обчислюємо ділильний діаметр шестірні (мм):

d1= Kd ,

де Kd = 780 МПа1/3 – допоміжний коефіцієнт;

bd = 1 – коефіцієнт ширини зубчатого вінця (табл.