Вибір електродвигуна та розрахунок основних параметрів привода

Предмет:

Виробництво та технології

Тип роботи:

Контрольна робота

К-сть сторінок:

30

Мова:

Українська

Оцінка:

8.4 [2]);

КН = 1,04 – коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців (рис. 8.15 [2]).

3.6. Визначаємо робочу ширину колеса (мм):

b = bd  d1 = 170,2 = 70,2.

Приймаємо b = 75 мм.

3.7. Визначаємо модуль зубців (мм):

m = ,

де m = 30 ... 20 (табл. 8.5 [2]).

Приймаємо стандартний модуль зубців (табл. 8.1 [2]):

m = 3 мм.

3.8. Визначаємо число зубців шестерні та колеса:

z1 = ;

z2 = z1  U = 23,4  3,17 = 74,18.

Приймаємо: z1 = 24, z2 = 80.

3.9. Визначаємо остаточні розміри передачі (мм):

d1 = m z1 = 3  24 = 72;

d2 = m z2 = 3  80 = 240;

а = .

3.10. Виконуємо перевірочний розрахунок по контактному напруженню для зубців колеса

σН2 =zH zM [σН2],

де zH = - коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубців;

zM = МПа1/2 – коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів зубчастих коліс;

Ht =  КН  КНV = - питома розрахункова колова сила.

Колова сила: Ft = н.

КН = 1,04 – коефіцієнт нерівномірності навантаження (рис. 8.15 [2]).

Визначаємо колову швидкість (м/с):

V = .

Необхідна ступінь точності передачі (табл. 8.2 [2]) – 9:

КНV = 1,02 – коефіцієнт динамічного навантаження (табл. 8.3 [2]);

σн2 = 1,77275 МПа  [σн2] = 518 Мпа.

3.11. Виконуємо перевірочний розрахунок на втому при згині:

σF = YF  [σF],

де YF – коефіцієнт форми зубців (рис. 8.20 [2])

для не коригованих зубчастих коліс х = 0 знаходимо:

YF1 = 3,96; YF2 = 3,72.

Розраховуємо відношення

;

.

Подальший розрахунок виконуємо для матеріалу зубчастого колеса, для якого це вiдношення менше:

Ft =  КF  КFV = - питома розрахункова колова сила;

КF = 1,1 – коефіцієнт нерівномірності навантаження (рис. 8.15 [2]);

КFV = 1,2 – коефіцієнт динамічного навантаження (табл. 8.3 [2]);

σF2 = 3,72 МПа  [σF2] = 265 Мпа.

3.12. Виконуємо перевірочний розрахунок на контактну та згінну міцність при дії максимального навантаження (МПа):

σH2 max = σH2  [σH2] max = 1540;

σF2 max = σF2  [σ F2] max = 685,

де .

4. ПЕРЕВІРОЧНИЙ РОЗРАХУНОК ВЕДЕНОГО ВАЛА

Вихідні дані: Т = 440 нм; а = b = 74,5 мм; с = 93 мм

4.1. Вибираємо матеріал для виготовлення вала (табл. 5.1 [1])

Сталь 45, нормалізована НВ = 200;

Механічні характеристики:

В = 610 МПа; Т = 360 МПа;

т = 210 МПа; -1 = 270 МПа;

-1 = 150;  = 0,1;  = 0,05.

4.2. Визначаємо сили, що діють на вал (н)

Ft = – колова сила;

Fr = Ft  tg = 3666  tg20 = 1320 – радіальна сила;

FМ = 0,25 – радіальна сила муфти,

де D = 130 мм – діаметр розташування пальців (табл. 36 [1]).

4.3. Розробляємо розрахункову схему вала з діючими силами.

4.4. Визначаємо реакції в опорах вала у вертикальній площині:

 FM (а + b + c) ;

н;

 ;

н.

Перевірка: ; 1716 – 1320 – 2088 + 1692 = 0.

4.5. Будуємо епюру згинаючих моментів у вертикальній площині (нм):

;

4.6. Визначаємо реакції в опорах вала у горизонтальній площині (н):

.

4.7. Будуємо епюру згинаючих моментів у горизонтальній площині (нм):

.

4.8. Будуємо епюру сумарних згинаючих моментів (нм):

.

4.9. Будуємо епюру обертового моменту (нм):

Моб = Т = 440.

4.10. Визначаємо небезпечний переріз при розрахунку на статичну міцність.

Небезпечний переріз знаходиться там, де максимальний згинаючий момент, тобто він проходить через точку К.

4.11. Визначаємо приведений момент в небезпечному перерізі (нм):

.

4.12. Визначаємо розрахунковий діаметр вала у небезпечному перерізі на статичну міцність:

мм  dкон = 60 мм;

МПа.

4.13. Перевіряємо вал на втомну міцність

Знаходимо опасний переріз при