Добавил:
Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:
Записка.docx
Скачиваний:
14
Добавлен:
31.05.2015
Размер:
1.36 Mб
Скачать

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Кинематическая схема привода отображена на рис.2.1.

Рисунок 2.1

Исходные данные:

1. Мощность на выходном валу ;

2. Частота вращения выходного вала;

3. Рабочий ресурс привода .

2.1 Выбираем асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором обычного исполнения.

Общий КПД привода:

Мощность на выходном валу привода:

Потребляемая мощность привода:

Выбираем асинхронный электродвигатель 160S2 с параметрами:

, , номинальная мощность 15 кВт.

Выбираем ,и

из стандартного ряда.

2.2 Кинематический расчёт привода.

а) расчёт мощностей

б) расчёт частот вращения

в) расчёт вращающих моментов

3. Расчет передач

3.1 Расчет быстроходной цилиндрической прямозубой передачи

3.1.1 Выбор материала и способа термообработки зубчатых колес.

Крутящий момент на колесе передачи равен , поэтому для колеса и шестерни цилиндрической передачи выберем 1 группу материалов:

шестерня

твердость - HB;

материал – сталь 45.

колесо

твердость - HB;

материал – сталь 45.

3.1.2 Определение допускаемого контактного напряжения для шестерни и колеса.

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения:

МПа

МПа

Допускаемое контактное напряжение при расчете на контактную усталость:

; где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения, МПа;- коэффициент запаса прочности (для колес с),- коэффициент долговечности; где- базовое число циклов нагружений.

циклов

циклов

- эквивалентное число циклов нагружений; где - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым колесом;,;- ресурс привода в часах;- частота вращения шестерни, мин-1,- частота вращения колеса, мин-1.

Т.к. , то, где- показатель степени:

МПа

МПа

МПа

Т.к. значение, рассчитанное по указанной формуле, меньше чем минимальное из двух рассчитанных, то в дальнейших расчетах используется минимальное из двух рассчитанных, т.е. МПа.

3.1.3 Определение допускаемого изгибного напряжения шестерни и колеса.

Допускаемое напряжение при изгибе:

, где - предел выносливости при базовом числе циклов нагружений,- коэффициент долговечности,- коэффициент, учитывающий двухстороннее приложение нагрузки к зубу рассчитываемого колеса. У нереверсивных передач(принимаем),- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности ().

МПа

МПа

- коэффициент запаса прочности.

, где - база испытаний;циклов;

Т.к. , то, где- показатель степени:

Принимаем .

МПа

МПа

3.1.4 Расчет геометрических параметров передачи.

Межосевое расстояние зубчатого зацепления:

, где – коэффициент, учитывающий тип передачи.

Для прямозубой передачи МПа1/3.

–передаточное число;

Н∙м – крутящий момент на ведомом звене;

–коэффициент ширины зуба относительно межосевого расстояния (выбирается из стандартного ряда), ;

;

–коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба. Определяем по графикам [2, с. 108].

–расчётное допускаемое контактное напряжение.

мм

Значение аw округляем из стандартного ряда и принимаем аw = 112 мм.

Предварительно определяем геометрические параметры зубчатых колёс:

1) ширину зубчатого колеса, мм

мм;

округляем до ближайшего числа из стандартного ряда

мм.

2) ширину шестерни , мм

мм;

3) модуль mn, мм

мм

мм

Определяем число зубьев шестерни и колеса и угол наклона зубьев:

Суммарное число зубьев:

, принимаем .

Число зубьев шестерни :

, принимаем .

Число зубьев колеса Z2:

.

Уточняем передаточное число:

;

Определяем диаметр делительных окружностей:

шестерни - мм;

колеса - мм.

Проверяем межосевое расстояние:

мм.

Диаметр окружностей вершин:

шестерни - мм;

колеса - мм.

Диаметр окружностей впадин:

шестерни - мм;

колеса - мм.

Тут вы можете оставить комментарий к выбранному абзацу или сообщить об ошибке.

Оставленные комментарии видны всем.

Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]