Детали машин. ДМИОК 1. 1 Расчетное проектирование тихоходной передачи
![]()
|
1 Расчетное проектирование тихоходной передачи Исходные данные к расчёту: Срок службы привода t = 7 лет Окружение усилие на звездочке Ft=3,5 кН Окружная скорость V=0,4 м/с Шаг цепи p=160 мм L=550 мм Число зубьев звездочки z=10 Материал вала – Сталь 45, ![]() ![]() Рисунок 1 – Схема привода Проектный расчёт тихоходного вала привода Энерго-кинематический расчёт Подбор электродвигателя Выбор двигателя осуществляется по мощности, требуемой для обеспечения передачи крутящего момента на приводном валу. Мощность, потребляемая рабочим органом: Pp=Ftv2; (1.1) Pp= 3,50,42=2,8 кВт. Требуемую мощность электродвигателя, определим по формуле: ![]() где η – к.п.д. привода. η = ηрпηппηкзпηцзпηппηппηмηпп (1.3) где ηрп – к.п.д. ременной передачи, ηпп – к.п.д. пары подшипников, ηкзп – к.п.д. конической зубчатой передачи ηцзп – к.п.д. цилиндрической зубчатой передачи ηм – к.п.д. муфты общий к.п.д. привода: η = 0,95 0,99 0,95 0,97 0,99 0,99 0,98 0,99 = 0,83 тогда требуемая мощность электродвигателя: ![]() определяем расчётный диаметр рабочего органа: ![]() ![]() определяем угловую скорость рабочего органа: ![]() ![]() определяем часто вращения рабочего органа ![]() ![]() определяем требуемую частоту вращения электродвигателя: nэ=npu0; (1.7) nэ=20 (8…90) = 160…1800 мин-1; где u0 – передаточное отношение редуктора u0= uпрuзп uзп; (1.8) u0 = (2…6) (2…3) (2…5) = (8…90); Исходя из вычисленных значений PЭТР и nЭ выбираем асинхронный электродвигатель 4А160S2У3 с частотой вращения nЭД=2920 мин-1 и мощностью Рэд=15 кВт. определяем общее передаточное отношение привода: ![]() ![]() определяем требуемое передаточное отношение редуктора: ![]() где iОТКР – передаточное отношение открытой передачи из рекомендуемого диапазона ![]() uт – передаточное отношение тихоходной передачи. ![]() ![]() uб – передаточное отношение быстроходной передачи ![]() ![]() 1.2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах Определение частоты вращения валов привода: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() определяем угловые скорости для каждого вала: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() определяем мощности, передаваемые валами: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() определяем крутящий момент на валах привода по формуле: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 2 Проектный расчет передач редуктора 2.1 Расчет быстроходной передачи редуктора. 2.1.1 Выбор материалов, термообработки и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес. Для изготовления шестерни выбираем материал Сталь 40 Х. Для изготовления колеса выбираем материал Сталь 40 Х. Выбираем термообработку для шестерни и колеса: для шестерни – улучшение до H = 250 HB; для колеса – улучшение до H = 230 HB. Определяем предел контактной выносливости для колеса и шестерни: ![]() ![]() ![]() ![]() определяем циклическую долговечность для шестерни и колеса: ![]() ![]() ![]() ![]() рассчитываем расчетный срок службы в часах: ![]() ![]() где: NГ - количество лет службы привода; NН – количество недель в году; NДН – количество рабочих дней в неделю; NСМ – количество рабочих смен в день; tСМ – количество часов в смену; задаем коэффициент режима работы, определяя в зависимости от заданного режима работы (режим работы средний): ![]() число зацеплений зуба за один оборот колеса: c = 1; определяем эквивалентное число циклов напряжений для шестерни и колеса: ![]() ![]() ![]() ![]() определяем коэффициент долговечности для колеса и шестерни: ![]() ![]() ![]() ![]() если ZN < 1, то принимаем ZN= 1; если ZN > 1, то оставляем рассчитанное значение. В данном случае принимаем ZN= 1. Определяем коэффициент безопасности для колеса и шестерни: ![]() ![]() определяем допускаемые контактные напряжения для колеса и шестерни: ![]() ![]() ![]() ![]() определяем допускаем контактное напряжения для передачи: ![]() ![]() ![]() 499,99 МПа ![]() условие выполняется. 2.1.2 Допускаемые напряжения изгиба Определяем предел изгибной выносливости для колеса и шестерни: ![]() ![]() ![]() ![]() определяем циклическую долговечность для колеса и шестерни: ![]() определяем коэффициент режима работы: ![]() ![]() ![]() определяем эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба: ![]() ![]() ![]() определяем коэффициент долговечности для колеса и шестерни: ![]() ![]() ![]() если ![]() ![]() ![]() ![]() определяем коэффициент двустороннего приложения нагрузки: ![]() принимаем YA = 1, так как односторонняя нагрузка. определяем коэффициент безопасности для шестерни и колеса: ![]() определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса: ![]() ![]() ![]() 2.1.3 Проектный расчёт быстроходной передачи редуктора Коэффициент ширины относительно внешнего конусного расстояния принимаем: ![]() коэффициент концентрации нагрузки выбираем по графикам в зависимости от трердости поверхности зубьев, вида редуктора и отношения ![]() ![]() ![]() коэффициент, характеризующий понижение прочности зубьев конической передачи по сравнению с цилиндрической: ![]() принимаем модуль упругости для стали: ![]() определяем внешний делительный диаметр колеса: ![]() ![]() определяем внешнее конусное расстояние: ![]() ![]() выбираем коэффициент модуля по зависимости от твёрдости поверхности зубьев: ![]() определяем ширину колеса: ![]() ![]() определяем углы делительных конусов: ![]() ![]() ![]() ![]() определяем внешний делительный диаметр шестерни: ![]() ![]() определяем среднее конусное расстояние: ![]() ![]() эквивалентное число зубьев шестерни выбираем в зависимости от передаточного числа u и внешнего делительного диаметра шестерни de1: ![]() определяем число зубьев шестерни: ![]() ![]() определяем число зубьев колеса: ![]() ![]() определяем модуль во внешнем сечении и выбираем ближайший стандартный модуль: ![]() ![]() определяем модуль в среднем сечении: ![]() ![]() уточняем число зубьев шестерни: ![]() ![]() уточняем число зубьев колеса: ![]() ![]() определяем делительные диаметры шестерни и колеса в среднем сечении: ![]() ![]() ![]() определяем делительные диаметры шестерни и колеса во внешнем сечении: ![]() ![]() ![]() Проверочный расчет быстроходной передачи редуктора Проверочный расчёт передачи по контактным напряжениям выбираем степень точности: ![]() определяем окружную скорость: ![]() ![]() выбираем коэффициент динамической нагрузки в зависимости от степени точности, твердости поверхности зубьев и окружной скорости: ![]() определяем коэффициент расчетной нагрузки: ![]() ![]() принимаем угол профиля: a= 20°; определяем контактные напряжения: ![]() ![]() условие не выполняется. определяем перегрузку: ![]() ![]() перегрузка более 3%, производим корректировку ширины шестерни: ![]() ![]() пересчитываем контактное напряжение и недогрузку: ![]() ![]() недогрузка меньше 3% - условие выполняется. Проверочный расчёт передачи по напряжению изгиба Определяем эквивалентное число зубьев для шестерни и колеса: ![]() ![]() ![]() определяем коэффициент формы зуба для шестерни и колеса: выбираем по графику при коэффициенте смещения x = 0 при числе зубьев z: ![]() ![]() определяем отношение: ![]() ![]() В дальнейшем расчёт ведем при том ![]() Коэффициент, характеризующий понижение прочности зубьев конической передачи по сравнению с цилиндрической: ![]() определим коэффициент концентрации нагрузки: ![]() ![]() определим коэффициент динамической нагрузки в зависимости от степени точности, твердости поверхности зубьев и окружной скорости v: ![]() определим коэффициент расчетной нагрузки: ![]() ![]() определим окружное усилие: ![]() ![]() определим напряжение изгиба: ![]() ![]() условие выполняется. ![]() ![]() a – расчетная схема вала; б – расчетная схема и эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости; в – расчетная схема и эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости; г – эпюра суммарных изгибающих моментов; д – эпюра вращающих моментов. Рис. 2 – Расчетные схемы и эпюры изгибающих и вращающих моментов. Момент от силы ![]() ![]() Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и вращающих моментов: Рассмотрим реакции от силы ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() момент на 1 участке (с левой стороны): ![]() ![]() момент на 2 участке (с правой стороны): ![]() ![]() рассмотрим реакции от сил ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() момент на 1 участке ![]() ![]() момент на 2 участке ![]() ![]() изгибающий момент для первого сечения: ![]() ![]() ![]() ![]() изгибающий момент для второго сечения: ![]() По эпюрам суммарных изгибающих моментов и вращающих моментов определяется опасное сечение. В данном случае – сечение II Список использованной литературы: Иванов М.Н. Детали машин. Москва:Высш.шк., 2007.-408с Детали машин проектирование :Учеб.пособ/ Л.В.Курмаз, А.Т.Скобейда – Мн.: УП “Технопрнт”, 2001-290с. Конструирование узлов и деталей машин, Дунаев П.Ф.Леликов О.П. Москва, Высш.Шк.1998-447с. ![]() |