Определение мощности электродвигателя и подбор электродвигателя по каталогу

Выбор двигателя производят из каталога по номинальной мощности , при условии, что

.

Для рассматриваемого примера определим из таблицы, составленной на основании указанного каталога, электродвигатель 4А112М4У3 со следующими характеристиками: синхронная частота вращения диаметр вала ротора кратность максимального момента .

Частота вращения ротора двигателя при номинальной нагрузке меньше синхронной частоты и определяется по формуле:

,

где s - коэффициент скольжения, изменяющийся в пределах 0, 04 – 0, 06, принимаем равным 0, 04.

 

Кинематический расчет привода

Определим передаточное число редуктора по отношению частот вращения входного и выходного валов

уточняем частоту вращения тихоходного вала редуктора

.

При этом угловые скорости вращения валов рассчитаем по формулам:

;

Вращающие моменты на быстроходном и тихоходном валах (с учетом к. п. д.) соответственно:

;

.

 

 

Параметры, необходимые для расчета редуктора, приведены в табл. 1.

Таблица 1

№ п/п	Наименование параметра	Обозначение	Размерность	Значение
	Передаточное число		–	4, 8
	Частота вращения ведущего вала
	Частота вращения ведомого вала
	Вращающий момент на ведущем валу			34, 77
	Вращающий момент на ведомом валу			166, 06

Определение допускаемых напряжений для расчета зубьев на контактную и изгибную выносливость

Выбор материала зубчатых колес, термообработки и твердости рабочих поверхностей зубьев.

 

По марке материала шестерни, приведенной в задании, выбираем для шестерни сталь 45 у укрепленная НВ (НRС) 250, а для колеса тоже сталь 45 у укрепленная НВ (НRС) 200.

Рассчитаем допускаемые контактные напряжения для материала шестерни и колеса. Для чего по заданной долговечности t=40000 час. определяем число рабочих циклов:

-шестерни

-колеса

При > 10 7 принимаем коэффициент долговечности =1

Коэффициент безопасности для колес из нормализованной и улучшенной стали, а также при закалке принимают =1, 1 – 1, 2, а при поверхностном упрочнении (например, при цементации) =1, 2 – 1, 3.

Примем =1, 15.

Определение допускаемых контактных напряжений.

 

Допускаемые контактные напряжения для материалов зубчатой передачи определяются по формуле

,

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов

-для шестерни = 510 МПа;

443, 48 МПа;

-для колеса = 480 МПа.

320МПа;

 

Расчет параметров зубчатой передачи

Проектный расчет зубчатой передачи.

Основные размеры цилиндрических прямозубых передач внешнего зацепления определяются параметрами венца: числом зубьев z, модулем m, коэффициентом смещения x в соответствии с ГОСТ 13755 –81 (СТ СЭВ 308-76).

Введем коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки и неравномерность зацепления и определим межосевое расстояние из условия контактной выносливости и выбранного значения коэффициента ширины колеса =0, 4 (рекомендовано [3] в пределах 0, 125 – 0, 4) по следующей формуле:

 

Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего значения по СТ СЭВ 229-75. Принимаем:

=80 мм.

Приближенно оцениваем модуль зацепления

и выбираем по таблице 7:

.

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

,

а также отдельно для шестерни

(с учетом округления ) и зубчатого колеса

(с учетом округления ). После чего уточняем передаточное число, изменившееся из-за округлений числа зубьев до целых значений:

.

Основные размеры шестерни и колеса вычислим с учетом следующих соотношений:

-делительные диаметры:

;

;

 

-диаметры вершин зубьев:

;

;

-ширина колеса прямозубой передачи при =0, 4

;

-ширина шестерни

,

где 4 мм задано превышение ширины шестерни над колесом;

-диаметры окружностей впадин:

;

;

-коэффициент ширины шестерни по диаметру

 

Таблица 2

Основные параметры зубчатой передачи

№ п/п	Наименование параметра и размерность	Обозначение	Значение
1.	Момент на ведомом валу,	Т2	166, 06
2.	Частота вращения вала, – ведущего – ведомого	n1 n2
3.	Межосевое расстояние, мм	aw
4.	Число зубьев – шестерни – колеса	z1 z2
5.	Модуль зубьев нормальный, мм	mn	1, 5
6.	Передаточное число	U	4, 8
7.	Материал колес, термообработка	cталь 45, у
8.	Твердость рабочих поверхностей зубьев – шестерни – колеса	НВ1 HB2
9.	Тип передачи
12.	Диаметры делительных окружностей, мм – шестерни – колеса	d1 d2
13.	Ширина зубчатого венца, мм – шестерни – колеса	b1 b2	44, 8 179, 2

Расчет валов

L = a_w+(d_a1+d_a2)/2= 68, 05+(45+211, 5)/2=196, 3

=

-ГОСТ

(Подшипник)

-ГОСТ

-ГОСТ

 

d₁₁-должен быть в диапазоне 25, 6…38, 4

d₁₁= Принимаем значение по ГОСТ 17

d₁₂=17+2 3=23 Принимаем значение по ГОСТ 25

Выбираю подшипник радиальный однорядный по ГОСТ8338-75 №307

d=35мм, D=80мм, B=21

d₁₃=25+2 3, 2=37 Принимаем значение по ГОСТ 40

d₂₁= Принимаем значение по ГОСТ 28

d₂₂=28+2 3, 5= 35

Выбираю подшипник радиальный однорядный по ГОСТ8338-75 №307

d=35мм, D=80мм, B=21

d₂₃=25+3, 2 2=31, 4 Принимаем значение по ГОСТ 32

d_2у=40+3, 2 2, 5=48 Принимаем значение по ГОСТ 50

d_2с Принимаем значение по ГОСТ 45

 

 

Компоновка редуктора

⇐ Предыдущая12

Поделиться:

Популярное:

1. G) определение путей эффективного вложения капитала, оценка степени рационального его использования
2. I этап. Определение стратегических целей компании и выбор структуры управления
3. I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
4. I. ОПРЕДЕЛЕНИЕ И ПРОБЛЕМЫ МЕТОДА
5. III. Определение посевных площадей и валовых сборов продукции
6. VII. Определение затрат и исчисление себестоимости продукции растениеводства
7. X. Определение суммы обеспечения при проведении исследования проб или образцов товаров, подробной технической документации или проведения экспертизы
8. АКТИВНАЯ, РЕАКТИВНАЯ И ПОЛНАЯ МОЩНОСТИ ЦЕПИ
9. Анализ платежеспособности и финансовой устойчивости торговой организации, определение критериев неплатежеспособности
10. Анализ показателей качества и определение полиграфического исполнения изделия
11. Б.1. Определение психофизиологии.
12. База данных - это воплощенные на материальном носителе совокупности данных, подбор и расположение которых представляют результат творческого труда.