Для переважної більшості машин привод складається із електродвигуна, системи механічних передач та муфт, що зєднують окремі вали, У машинах застосовують такі механічні приводи, які прості за конструкцією та в експлуатації, відносно дешеві, достатньо надійні і мають високий коефіцієнт корисної дії. Елементи електромеханічного привода (двигуни, муфти та механічні передачі) доцільно розглядати в сукупності як окрему систему машини. Приводи більшої частини машин допускають використання стандартних двигунів, муфт та механічних передач, що дає змогу віднести ці приводи до категорії загального призначення. Привод машини забезпечує передавання до робочого органу тільки обертового руху, а його перетворення в інші види здійснюється механізмами робочого органу машини згідно з її функціональним призначенням. Можливість використання в приводі машини тієї чи іншої механічної передачі залежить від ряду факторів: особливостей окремих передач, загального передаточного числа, потужності що передається та швидкості обертання валів; відстані між валами і їх взаємного розташування; наявності необхідних умов для технічного обслуговування, ресурсу привода та інше.Електродвигун вибирають за потужністю та частотою обертання . Визначаємо частоту обертання електродвигуна де - частота обертання ведучої ланки: - Знаючи значення потужності і частоти обертання , підбирають необхідний електродвигун. Вибравши електродвигун, визначають загальне передаточне число привода Після розбивання передаточного відношення за ступенями визначаємо для кожного вала привода потужність Р (КВТ), частоту обертання n (об./хв.), кутову швидкість (рад/с) і обертовий момент Т (Н·м).Зубчасті колеса із твердістю HB <350 добре припрацьовуються. Для виготовлення шестірні та колеса вибираємо відносно дешеву леговану сталь 40Х. еквівалентне число циклів навантаження зубців за строк служби передачі де - сумарне число циклів навантаження зубців шестірні або колеса за строк служби передачі де n - частота обертання шестірні або колеса, об./хв.; h - строк служби передачі, год. Для косозубих передач, якщо твердість зубців хоча б одного колеса НВ <350HB, за розрахункове беруть: із виконанням умов , де - менше з двох значень та , а - для конічних передач з прямим зубом. Допустиме напруження визначають окремо для зубців шестірні та зубців колеса , МПА за формулою де - границя витривалості зубців при згині, ;коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів зубчастих коліс (найбільш імовірне значення = 275 МПА); коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній, визначається відповідно до значення коефіцієнта осьового перекриття враховує розподіл навантаження по ширині зуба; =1,16 - враховує розподіл навантаження між зубцями;Розрахункове напруження згину , (МПА), у зубцях шестірні та колеса визначаємо за формулою коефіцієнт перекриття зубців, можна наближено брати =1; для косозубих, отже Розраховуємо зубці на втому і міцність при згині: При перевірці міцності зубців на втому можна дістати значно менше за . Це не є недопустимим результатом, оскільки габаритні розміри передачі за несучою здатністю обмежуються контактною міцністю. Міцність зубців на згин з відомою міжосьовою відстанню можна підвищити збільшуючи модуль або застосовуючи зубчасті колеса із зміщенням.Знаходимо кількість зубців Z1 меншої (ведучої) зірочки Поєднання непарного числа зубців меншої зірочки з парним числом ланок ланцюга забезпечує рівномірніше спрацювання ланцюга i зубців зірочок. Вибираємо ланцюг із мінімально допустимим для заданого навантаження кроком. Узгоджуючи одержане значення кроку із заданою частотою обертів, вибираємо однорядний або із зменшенням величини кроку - дво-чи трирядний ланцюг. Визначаємо кількість ланок ланцюгаНаносимо спрощено за параметрами d3, b3, d4, b4 тихохідну ступінь, ураховуючи, що найменша відстань між колесами суміжних ступенів де - товщина стінки корпусу; > 8; . Наносимо контур внутрішньої стінки корпусу за параметрами: а) найменша відстань між внутрішньою стінкою корпусу та бічною поверхнею зубчастого колеса: б) найменша відстань між внутрішньою стінкою корпусу та торцем зубчастого колеса Орієнтовний розрахунок діаметра вала роблять на кручення за значно зниженими допустимими дотичними напруженнями: [?к] = 15...30 МПА - допустиме напруження на кручення для валів з вуглецевої сталі.Експлуатаційною характеристикою муфти є обертовий момент Т, що передається та діаметр вала d, на який насаджується муфта.Конкретний типорозмір муфти вибирається в залежності від умов експлуатації відповідно до залежності де - розрахунковий обертовий момент; - коефіцієнт запасу, що залежить від типу привода (= 1,5...2); - номінальний обертовий момент на валуВизначаємо реакції опор в площині XZ Визначаємо реакції опор в площині XYГраниця витривалості при симетричному циклі: s-1= 450 МПА; t-1 = 250 МПАH застосовують радіальні кулькові підшипники Підбираємо підшипник 309 Розрахункова довговічність визначається за формулою: (млн. об.). За діаметром вала d, мм згідно зі стандартом вибираємо р
Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность своей работы
