сть Pном. = 3 кВт
Частота обертання = 2840 об/хв.
ККД = 84.5%
COS (ф) = 0.88
Відношення мінімального моменту крутного до номінального М min /М ном . = 1.6
Відношення пускового моменту до номінального моменту М п /М ном = 2.1
Ставлення критичного моменту до номінального М кр /М ном = 2.5
Відношення пускового струму до номінального I п /I ном = 6.5
Маховою момент J = 0,35 О‡ 10 -2 кгс О‡ м 2 . p> Основні розміри і маса електродвигуна
Число полюсів - 2
Габаритні розміри, мм.
l30 = 350; h31 = 243; d30 = 208. p> Установочно-приєднувальні розміри, мм.
l1 = 50; l10 = 125; l31 = 56; d1 = 24; d10 = 10; b10 = 140; h = 90. p> Маса, кг = 28.7
Приєднувальні розміри для двигунів з фланцем
d20 = 215; d22 = 15; d25 = 180;
В
3.2 Розрахунок крутний моментів на валах
М кр.вал = 9740 [Н О‡ м];
M kp .1 = 9750 О‡ Н О‡ м;
M kp .2 = 9750 О‡ Н О‡ м;
M kp .4 = 9750 О‡ Н О‡ м;
M kp .5 = 9750 О‡ Н О‡ м;
M kp .3 = 9750 О‡ Н О‡ м;
Визначення діаметрів валів (проектний розрахунок).
[м]; = 30 Мпа (для сталі 40)
приймаємо d = 30 мм,
приймаємо d = 30 мм,
приймаємо d = 30 мм,
приймаємо d = 30 мм,
приймаємо d = 40 мм,
3.3 Розрахунок на міцність зубчастих коліс
Розраховуємо модуль зубчастої передачі не тільки по напруженням вигину, але і за контактними напруженням; з двох величин вибираємо велику і наводимо до стандартного значенням:
, мм.
, мм.
де - розрахунками крутний момент на валу шестерні (меншого колеса) передачі в н м,
z - число зубів шестерні;
i - передавальне число, яке дорівнює відношенню числа зубів більшого колеса до числа зубів меншого колеса (), незалежно від того, понижувальної передача чи підвищує;
- знак плюс для подач зовнішнього зачеплення, мінус внутрішнього;
- коефіцієнт форми зуба, для z = 20 = 0,4
,
В
b - робоча ширина зубчастого вінця колеса в мм;
- коефіцієнти, що враховують збільшення навантаження на передачу в порівнянні з номінальною внаслідок нерівномірного характеру процесу різання в роботи приводу;
В В
де - коефіцієнт перевантаження, = 1,2,, - коефіцієнти динамічності навантаження, через виготовлення і монтажу = 1,05, = 1,03
коефіцієнти нерівномірності розподілу навантаження по довжині зуба;
для
- допустиме напруження на вигин і контактну міцність а визначаються за формулами:
= 1,9 В· 10 8 В· 1,2 В· 1,4 = 2,96 В· 10 8 Па,
= 9,5 В· 10 8 В· 1,62 = 15,4 В· 10 8 Па. br/>
- тривалі межі витривалості зубів при розрахунку на вигин і контактну міцність в
- коефіцієнт, що враховує вплив режиму шліфування зубів на величину допустимого згинального напруги
- коефіцієнти змінності режиму роботи,
,
де - розрахункове (базове) число циклів навантаження при випробуванні матеріалу шестерні на втомну міцність, = 7.10 7
- кількість передач в групі, = 2
- розрахункова частота обертання шестерні на хв -1 ; = 219,63 об./хв,
- коефіцієнти збільшення і, що залежать від ступеня універсальності верстата в розташування передачі (ближче до вихідного валу).
;
;
;
,
таким чином
мм,
В
Приймаються за стандартним ряду m = 3мм.
Інші модулі прямозубих зубчастих коліс розраховані за допомогою ЕВМі результати розрахунку зводимо в табл. 3.3.1. br/>
3.4 Розрахунок геометричних параметрів зубчастих коліс
Діаметри ділильних кіл визначаються по залежності:
d wi = m i В· z i ,
Діаметри кіл вершин визначаються по залежності:
d ai = d wi +2 m i ,
Діаметри кіл западин визначаються по залежності:
d fi = d wi -2,5 m i .
В
Визначаємо міжцентрові відстані між валами за формулою:
.
Визначаємо ширину зубчастих вінців по залежності:
b 1 = 10 В· m = 10.3 = 30мм
b 2 = 10 В· m = 10.3 = 30мм
b 3 = 10 В· m = 10.3 = 30мм
b 4 = 10 В· m = 10.3 = 30мм
b 5 = 10 В· m = 10.2, 5 = 25мм
b 6
