892412066 p> Визначимо необхідну потужність двигуна:
Р дв = Р рм /О· [№ 2 с.113]
Р дв = 14/+0,7892412066 = 17,73855683526 кВт. = 17,74 кВт. p> Вибираємо тип двигуна [№ 5, табл. 22.4, стор.38], з урахуванням Р ном Ві Р дв , Р ном = 22 кВт. p> Двигун асинхронний короткозамкнений трифазний загальнопромислового застосування, закритий, що обдувається, ступінь захисту IP54, типу 5A200L8, з частотою обертання 750 об/хв,
n ном. = 735 об/хв. [№ 2 с.113]
Визначення передавального числа приводу і його ступенів.
Частота обертання вихідного валу редуктора:
3 = (1/c) (за умовою) - частота обертання робочого валу машини, тоді
В
Загальне передавальне число приводу:
U = n ном1/ n рм = 735/30 = 24,5
Приймемо Uч = 20, тоді Uц = 24,5/20 = 1,225. p> За рекомендацією $ 9 [№ 2, c.201] приймаємо число заходів черв'яка Z1 = 2
Визначення силових і кінематичних параметрів приводу.
З наявних даних:
Ррм = 14кВт; Р дв = 17,74 кВт; 3 = (1/c);
Знаходимо поводить момент Т за формулами:
T = P/або Т2 = Т1 * U * О· [№ 2, c.113]
Для 1-ого валу : T1 = Р дв /, Де Р дв - Розрахункова потужність двигуна, Вт
T1 = 18000/76, 93 = 233,98 (Н * м)
Для 2-ої валу: Т2 = Т1 * Uч * О·ред, де О·ред - ККД редуктора
О·ред = 0,83 * 0,99 2 = 0,813
Т2 = 233,98 * 20 * 0,813 = 3804,52 (Н * м)
2 = 1/Uч = 76.93/20 = 3,8465 (1/c);
Для 3-ого валу (транспортера) :
Т3 = Т2 * Uч * О· ц = 3804,52 * 1,225 * 0,9 = 4194,48 (Н * м)
3 = 2/Uч = 3,8465/1,225 = 3,14 (1/c)-відповідає заданому.
В результаті попередніх розрахунків отримали:
T1 = 233,98 (Н * м),В 1 = 76,93 (1/c);
Т2 = 3804,52 (Н * м), 2 = 3,8465 (1/c);
Т3 = 4194,48 (Н * м), 3 = 3,14 (1/c)
В
Розрахунок черв'ячної передачі.
Кількість зубів черв'ячного колеса Z2 = U * Z1 [№ 4 ф.1.1, с.8]
Z2 = 2 * 20 = 40
Марка матеріалу черв'ячного колеса залежить від швидкості ковзання. p> У першому наближенні оцінюємо швидкість ковзання:
Us = [№ 2 с.211]
Us =
За рекомендацією [№ 2 $ 9.7 і т.9.4] приймемо для черв'ячного колеса алюмінієву бронзу БрАЖ9 - 4 (відливання в пісок). p> Для черв'яка приймаємо сталь 45х, загартовану до твердості Н = 45HRCе, з подальшим шліфуванням робочих поверхонь витків.
По таблиці 8.6 [№ 3] знаходимо допустима контактна напруга
[s н ] = 140МПа і обчислюємо попереднє міжосьова відстань, прийнявши коефіцієнт навантаження К = 1 (навантаження постійна):
а = [№ 3 с.185]
а == 0,3532 (м) = 353,2 (мм)
Визначаємо модуль зачеплення:
m = 2a/(q * Z2) [№ 3 с.185]
де q - коефіцієнт діаметра черв'яка
q = Z2/4 [№ 3 с.192]
q = 40/4 = 10 - відповідає стандартному значенню [№ 3 таб.8.2]
m = 2 * 353,2/(10 +40) = 14,128 (мм)
За ГОСТом 2144-66 [№ 1 с.83] найближче стандартне значення m = 14,
тоді уточнене міжосьова відстань:
a = 0,5 * m * (q + Z2) [№ 3 с.179]
а = 0,5 * 14 * (10 +40) = 350 (мм)
Т.к. розраховується редуктор не призначений для серійного виробництва і за рекомендацією [№ 1 с.88] залишаємо остаточне міжосьова відстань = 350мм.
Визначимо ділильний кут підйому лінії витка:
tgy = Z1/q [№ 3 с.177]
tgy = 2/10 = 0,2
тоді
Т.к. ділильний діаметр черв'яка:
d1 = m * q [№ 3 с.177]
d1 = 14 * 10 = 140 (мм) = 0,14 (м), то швидкість ковзання в зачепленні
[№ 3 с.193]
- що близько до розрахункового значенням. p> За рекомендацією [№ 6 стор.97] призначаємо для передачі 8-ю ступінь точності.
Перевіримо ККД передачі, прийнявши за табл.8.3 [№ 3 с.181] приведений кут тертя для безолов'яні бронзи:
. p> Тоді [№ 3 с.183]
що досить близько до попередньо прийнятим значенням.
Перевіримо міцність зубів колеса на вигин.
Визначаємо еквівалентне число зубів колеса:
[№ 3 с.186]
= 42,5
За табл.8.4 [№ 3 с.186] знаходимо коефіцієнт форми зуба
В
За табл.8.7 [№ 3 с.192] знаходимо напруга, що допускається вигину при нереверсивного навантаженні та базі випробувань
В
[] = 78МПа
Визначаємо задане число циклів навантажень [№ 3 с.190] колеса при частоті обертання
В В
Обчислимо коефіцієнт довговічності
[№ 3 с.190]
- умова виконується.
Тоді напруга, що допускається вигину:
- [№ 3 с.191]
(МПа)
Перевіримо напруга вигину
- [№ 3 с185]
В
Т.к. = 7,72 (МПа) <<= 51,22 (МПа) - міцність ко...
