Розрахунок навантажувальних і кінематичних характеристик
Силові (потужність і обертаючий момент) і кінематичні (частота обертання і кутова швидкість) параметри приводу розраховують на валах з необхідної (розрахункової) потужності двигуна і його номінальної частоти обертання при сталому режимі.
Розглянемо силові й кінематичні характеристики для кожного елемента приводу
2.3 Розрахунок навантажувальних і кінематичних характеристик
Ротор електродвигуна:
P 2 = P тр. = 2.33 кВт;
n 1 = n дв = 722.25 об/хв;
П‰ 1 = ПЂ n 1 /30 = (3.14 * 722.25)/30 = 75.6 з -1 ;
Т 1 = Р 1 /П‰ 1 = 2.33 * 10 3 /75.6 = 30.82 Нм;
Швидкохідний вал:
Р 2 = Р 1 ** = 2.33 * 0.93 * 0.99 = 2.15 кВт;
n 2 = n 1 /u ц.п = 722.25/3 = 240.75 об/хв;
П‰ 2 = ПЂ * n 2 /30 = 3.14 * 240.75/30 = 25.2 з -1 ;
Т 2 = Р 2 /П‰ 2 = 2.15 * 10 3 /25.2 = 85.32 Нм;
Тихохідний вал:
Р 3 = Р 2 ** = 2.15 * 0.99 * 0.97 = 2.06 кВт;
n 3 = n 2 /u ред = 240.75/4 = 60 об/хв;
П‰ 3 = ПЂ * n 3 /30 = 3.14 * 60/30 = 6.3 з -1 ;
Т 3 = Р 3 /П‰ 3 = 2.06 * 10 3 /6.3 = 327 Нм;
Вал робочого органу:
Р 4 = Р 3 * = 2.06 * 0.98 = 2 кВт;
Т 4 = Р 4 /П‰ 3 = 2 * 10 3 /6.3 = 320 Нм;
В
3. Розрахунок передач привода
3.1 Розрахунок зубчастої передачі
Вибір матеріалу, виду термообробки і визначення допустимих напружень зубчастих коліс
В даний час основним матеріалом для виготовлення зубчастих коліс є сталь. В умовах індивідуального і дрібносерійного виробництва, передбаченого технічними завданнями на курсове проектування, застосовуються колеса з твердістю матеріалу не більше 350 НВ. При цьому забезпечується чистове нарізування зубів після термообробки, висока точність виготовлення і хороша прірабативаемость зубів.
Для рівномірного зношування зубів і кращої їх прірабативаемості твердість шестерні НВ 1 призначають більше твердості колеса НВ 2 .
У зубчастих передачах марки сталей шестерні і колеса вибираємо однакові. Для передачі, з косими зубами вибираємо сталь марки 40ХН, з поліпшеною термообробкою, з твердістю: для колеса - НВ 250, для шестерні - НВ 295 [3]. p> Допустимі контактні напруги, МПа:
,
де - межа контактної витривалості при базовому числі циклів, за табл. 3.2 [1]
МПа;
МПа;
- коефіцієнт довговічності, для тривалої експлуатації
=,
де
N HO = 15 * 10 6 - для шестерні;
N HO = 24 * 10 6 - для колеса;
N HE 1 = 60 * n 2 * t = 60 * 240.75 * 10 4 = 144.5 * 10 6 - для шестерні;
N HE 2 = 60 * n 3 * t = 60 * 60 * 10 4 = 36 * 10 6 - для колеса;
== 0.89 - для шестерні;
== 0.98 - Для колеса;
- коефіцієнт безпеки, приймемо = 1,1.
МПа;
МПа;
Загальне допустима контактна напруга дорівнює:
МПа;
Проектний розрахунок зубчастої передачі. Міжосьова відстань визначаємо за формулою 9.39 [1], мм.:
;
де;; ; p> 148 мм;
По таблиці 9.2 [1] уточнюємо 160 мм;
Визначаємо модуль за таблицею 9.1 [1]:
m n = (0.01 ... 0.02) * = 0.02 * 160 = 3.2
за таблицею m n = 3;
Визначаємо ширину колеса і шестерні:
мм - для колеса;
мм - для шестірні;
Визначаємо кут нахилу:
Sin (ОІ) = ПЂ * m n /b 1 = 3.14 * 3/64 = 0.147;
ОІ = arcsin (0.147) = 8 0 ;
Визначаємо загальне число зубів, шестерні і колеса:
Z сум = 2 ** cos (ОІ)/m n = 2 * 160 * cos (8 0 )/3 = 105;
Z 1 = Z сум /(u ред +1) = 105/(4 +1) = 21;
Z 2 = Z сум - Z 1 = 105-21 = 84;
Уточнюємо фактичне передавальне число:
u ф. = Z 2 /Z 1 = 84/21 = 4;
О” = (u-u ф. )/u ф. ...
