1.1 Кинематический расчет и выбор электродвигателя

.

1- двигатель , 2 – муфта МУВП, 3- редуктор косозубый , 4 – открытая прямозубая передача, 5 – рельс , 6 – ходовое колесо.

2 Выбор двигателя Кинематический расчет привода

2.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

Определим мощность на валу ходового колеса : = 2 000· 2,0 = 4 000 ватт = 4,0 кВт.

Определим число оборотов приводного вала :== 76 об / мин.

Определение КПД всего привода, приняв ориентировочно:

= 0,98 - КПД муфты типа МУВП или МЗ.

= 0,98 – КПД зубчатой пары закрытой косозубой.

= 0,99 – КПД пары подшипников качения.

= 0,96– КПД открытой прямозубой передачи.

=···= 0,98 · 0,98· 0,99² · 0,96 =0,92.

.Необходимая мощность электродвигателя: = = 40,92^-1 = 4,4 кВт.

.Выбираем крановый электродвигатель с фазовым ротором МТF 112-6 = 6,3 кВт. = 895 об / мин. при ПВ 15%.

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Определяем передаточное число и разбиваем его по ступеням :

= = = 11,7

= 5,9 - передаточное число закрытой косозубой ступени.

= 1,98- передаточное число открытой прямозубой ступени

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода.

Определяем мощность на валах привода:

= 4,4 кВт.

= · = 4,4 · = 4,31 кВт.

= · · = 4,31 · 0,98 · = 4,14 кВт.

= · = 4,14 · 0,96 0,99 = 4,0 кВт.

.Определяем числа оборотов валов привода:

= 895 об / мин.=

= == 152 об / мин.

= = = 78,9 об / мин

Определяем крутящие моменты на валах привода:

= 9550 · = 9550 · = 48,8 Нм .

= 9550 · = 9550 · = 275,8 Нм.

= 9550 · = 9550 · = 496,2 Нм.=

3 Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений.

3.1 Выбор твердости, термообработки и материала колес.

1. Для лучшей прирабатываемости зубьев колес назначаем для материала шестерни сталь 45 ГОСТ 1045-85 с термообработкой – улучшение и твердостью НВ=300; для материала колеса – сталь 45 с Т/О -улучшение и НВ=260. Для шестерни: МПа. =650 МПа. =380 МПа. Для колеса : МПа. = 540МПа. =335 МПа.

2. Определение допускаемых контактных напряжений.; МПа..

Определение коэффициента долговечности для зубьев шестерни и колеса

=; , где-число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости. N- число циклов перемены напряжений за весь срок службы.N= 573, где - угловая скорость соответствующего вала..= 365= 365482= 23 360 часов.- срок службы привода. Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда = 23 3600,85 = 19 900 час. Рабочий ресурс привода принимаем 2510ч. Средняя твердость поверхностей зубьев:

, тогда , .

= 57373,33010= 130310; = 57316,33010 = 190110. При N> , то

==1,0. Допускаемое контактное напряжение, соответствующее и пределу контактной выносливости при и :

= 1,8286 + 67 = 582 МПа = 1,8249 + 67 = = 515 МПа. Определение допускаемых контактных напряжений для зубьев шестерни и колеса : = = 1,0582 = 582. = = 1,0515 = 515 МПа. Нашу передачу рассчитываем по наименее прочному зубу колеса.

Определение допускаемых напряжений изгиба , МПа.. Коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса и :

= =, где = 410- число циклов перемены напряжений для всех сталей. При N > = = 1,0. Допускаемые напряжения изгиба и , соответствующие пределу изгибной выносливости при числе циклов :

= 1,03= 1,03286 = 295 МПа. =1,03=1,03249 = 256,5 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса:= = 1295= 295 МПа .= =1256,5= 256,5 МПа

.