підшипників кочення.
з=0,96 · 0,8 · 0,96 · 0,99 3=0,715382046
Знаходимо необхідну потужність: тр== 13,97854482 кВт
Знаходимо частоту обертання останнього вала n4:
4=об/хв
n4== 15 об/хв
Знаходимо загальне передавальне число привода:
=Uчер · Uзуб · Uрем,
Де Uчер=10 ... 30 - передавальне число для черв'ячної передачі; зуб=2 ... 3 передавальне число для зубчастої циліндричної передачі; рем=2 ... 3 - передавальне число для пасової передачі.min=10 · 2 · 2=40max =30 · 3 · 3=270
Знаходимо мінімальну і максимальну частоти обертання двигуна: дв.min=n4 · Umin про /мінnдв.min=15 · 40=600 об /міндв.max=n4 · Umax про /мінnдв.max=15 · 270=4 050 про/хв
Вибір електродвигуна виробляється по каталогах АІР з дотриманням наступних умов:
тр? P ном,
де: P ном - номінальна потужність електродвигуна по каталогу.
дв.min lt; n c lt; n дв.max
c=(2 ... 3) · n дв.min
n c? 1 200 ... 1800 об/хв
За каталогом вибираємо двигун АИР Х160S4/2
Для обраного двигуна з каталогу виписуємо наступні данниe:
) номінальна потужність P ном=14 кВт,
) синхронна частота обертання nc=1500 об/хв,
) коефіцієнт ковзання S=3.3%,
4) коефіцієнт перевантаження Kпер== 2,9,
) діаметр вихідного валу двигуна d1=48 мм.
.2 Визначення передавальних чисел приводу
Визначаємо частоту обертання двигуна з урахуванням ковзання:
дв=nс · (1 -) об/хв
дв=1500 · (1 -)=1450.5 об/хв
Приймаємо nдв=1450 об/хв.
Знаходимо загальне передавальне число привода:
=
== 96.66666666
Знаходимо передавальне число привода за типами передач з умовою: зуб - передавальне число зубчастої циліндричної передачі з діапазону 2 або 3чер - передавальне число черв'ячної передачі з діапазону 10, 12, 16, 20.
Приймаємо: Uзуб=3 і Uчер=16.рем== 2.01388888.
1.3 Механічні параметри на валах приводу
Визначаємо частоту обертання n, об/хв:
nдв=n1=14502=3=4=
2== 7203== 454== 15
Визначаємо кутові швидкості щ, с - 1:
Щ1=щдв=
щ2=
щ3=
щ4=
щдв== 48, (3)
щ2== 24
щ3== 1,5
щ4== 0,5
Визначаємо крутний момент Т, Н · м:
Т1=Тдв== 92.05880709? 92.059
Т2=Т1 · Uрем · зрем · зпкТ2=92.059 · 0,96 · 0,99 · 2,013 (8)=176.2005568? 176.201
Т3=Т2 · Uчер · зчер · ЗПК; Т3=176.201 · 0,8 · 0,99 · 16=2232.813456? 2232.813
Т4=Т3 · Uзуб · ззуб · ЗПК; Т4=2232.813 · 0,96 · 0,99 · 3=6366.197724? 6366.2
Визначаємо потужність Р, кВт:
Р1=Рдв=РТР=13.97854482
Р2=Р1 · зрем · ЗПК Р2=13.97854482 · 0,96 · 0,99=13.28520893
Р3=Р2 · зчер · ЗПК Р3=13.28520893 · 0,8 · 0,99=10.52188552
Р4=Р3 · Зкон · ЗПК Р4=10.52188552 · 0,96 · 0,99=10
Перевірка:
=
== 6366.197724 Н · м
Отримані дані зводимо в таблицю 1:
Таблиця 1
№ валаn, об/мінщ, с - 1Т, Н ·· мР, кВтВал двигуна №1145048, (3) 92.05913.9785Входной вал редуктора №272024 176.20113.2852Виходной вал редуктора №3451,5 2232.81310. 522Вал зірочки №4150,5 6366.210
Частина 2. Розрахунок циліндричної зубчастої передачі
. 1 Вибір матеріалу
Для виготовлення колеса і шестерні вибираємо сталь марки Ст40Х. Термообробка колеса - поліпшення до твердості Н 2=235 ... 262 НВ. Термообробка шестерні - покращення до твердості Н 1=269 ... 302 НВ.
2.2 Допустимі напруги
. 2.1 Допустимі контактні напруги
[у] н=унlim · МПа,
де ун lim - межа контактної витривалості (таблиця 3 (додаток 2))
ун lim=2 · НВср + 70 - для поліпшених сталей, де:
НВср - середнє значення твердості.
Визначаємо межа контактної витривалості:
для колеса: НВср2== 248,5 HB
ун lim2=2 · 248,5 + 70=567 МПа
для шестірні: НВср1== 285,5 HB
ун lim1=2 · 285,5 + 70=641 МПаN - коефіцієнт довговічності;
N=за умови 1? ZN? ZNmax,
Де ZNmax=2,6 - для поліпшених сталей.HG - число циклів, відповідне перелому кривої втоми;
HG=30 · НВ? 1,2 • 10 7
для колеса: NHG2=30 · 248,5 2,4=1,6823 • 10 7
для шестірні: NHG1=30 · 285,5 2,4=2,34734 · 10 7HЕ - число циклів, еквівалентне призначеного ресурсу NК.
Задану циклограму навантаження (графік навантаження) замінюємо відповідним їй т...
