расчет. 5. Исполнительный механизм
![]()
|
Исходные данные: Схема привода ![]() ![]() 5. Исполнительный механизм T4 = (14) кН*м; n4 = (22) об/мин. 1) Подбор электродвигателя ηобщ = ηрем * ηцил * ηцеп * η³п.к.= 0,965* 0,97*0,915*0,985³ = 0,819 Требуемая мощность электродвигателя: ![]() ![]() ![]() Основные параметры электродвигателя: Марка: 4А250M8Y3 Частота вращения: nсинх = 750об\мин nасинх = nсинх*(1- ![]() ![]() ![]() 22*[1,5…3,5]*[3,15…5]*[1,5…3] = 155,925…1155 об/мин 2)Определение передаточных чисел механических передач: Uобщ = ![]() ![]() ![]() Примем: Uзуб = 4,5; => Uрем * Uцеп = ![]() ![]() ![]() Uцеп = ![]() ![]() Принимаем: Uзуб = 4,5; Uрем =3; (3), Uцеп = 2,4899. 3) Определение силовых и кинематических характеристик валов привода: n1 = nэд = 739,5 об/мин; n2 = ![]() ![]() n3 = ![]() ![]() n4 = ![]() ![]() Р1 = Рэд = 45 кВт; Р2 = Рэд* ηрем * ηп.к.= 45*10³*0,96*0,985= 42,552 кВт; Р3 = Р2* ηзуб * ηп.к.= 42,552*0,97*0,985= 40,656 кВт; Р4 = Р3* ηцеп * ηп.к.= 40,656*0,91*0,985= 36,442 кВт; Т1 = 9550 * ![]() ![]() Т2 = 9550 * ![]() ![]() Т3 = 9550 * ![]() ![]() Т4 = 9550 * ![]() ![]() ΔТ = ![]() Расчет зубчатых передач редуктора Крутящий момент на шестерне Т1=ТII = 1,649 кН*м; Крутящий момент на колесе Т2=ТIII = 7,088 кН*м; Частота вращения шестерни n1=nII = 246,5 об/мин; Частота вращения колеса n2=nIII = 54,778 об/мин; Передаточное число U=Uцил = 4,5 Срок службы tΣ = 18000 ч. 1. Выбор материалов По рекомендациям для T2 > 2000 H*м принимаем: Шестерня: марка стали -12ХН3А , вид термообр. - Ц, твёрдость = 380 HB; σт = 800МПа; Колесо: марка стали – 20ХНМ, вид термообраб. - Ц, твердость = 320 HB; σт = 800 МПа 2. Определение допускаемых напряжений : а) при расчете на контактную прочность ![]() ![]() где σH0 - предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения (находим по таблице) Для шестерни HRC = 63; σH0 = 23HRC = 23*63 = 1449 МПа; Для колеса HRC = 55; σH0 = 23HRC = 23*55 = 1265 МПа; SH= 1,2 - коэффициент запаса для шестерни и колеса (т.к. вид термообработки – Ц) Базовое число циклов: NHO ≈30(HB)2,4 Для шестерни: NHO1 = 30*(380)2,4 = 46623179 Для колеса: NHO1 = 30*(320)2,4 = 30866060 ![]() Для шестерни: NΣi = 60*18000*246,5 = 266 220 000 Для колеса: NΣi = 60*18000*54,778 = 59 160 240 KHL-коэффициент долговечности, зависит от длительности работы передачи ![]() Если N∑i> NHOi , то KHLi=1 Для шестерни: KHL1=1 Для колеса: KHL2=1 Получаем: Для шестерни: [ ![]() ![]() Для колеса: [ ![]() ![]() Окончательно, расчетные допускаемые контактные напряжения для косозубых колес принимаем [𝜎H]= [𝜎𝐻]2 = 1054,167 МПа б) при расчете на прочность при изгибе ![]() где σFo – предел выносливости Для шестерни: σFo= 840 МПа Для колеса: σFo=760 МПа SF=1,75 – коэффициент запаса KFL – коэффициент долговечности ![]() ![]() Если N∑i > 4∙106 , то KFLi=1 Так как для шестерни и колеса N∑i > 4∙106 , то KFL1=1 и KFL2=1 Получаем: [σF]1 = ![]() ![]() [σF]2 = ![]() ![]() Окончательно принимаем [σF] = [σF]2 = 434,286 Мпа. в) при кратковременной перегрузке Допускаемые контактные напряжения при перегрузке [𝜎𝐻]𝑚𝑎𝑥=44* HRC Для шестерни: [𝜎𝐻]𝑚𝑎𝑥1= 44*63 = 2772 МПа Для колеса: [𝜎𝐻]𝑚𝑎𝑥2=44*55 = 2420 МПа Расчетные максимальные допускаемые контактные напряжения при перегрузке: [𝜎𝐻]𝑚𝑎𝑥 = 2420 МПа Допускаемые напряжения при изгибе ![]() Для шестерни: KFLmax1=2,5, Kst1=1,2 => [σF]max = ![]() ![]() Для колеса: KFLmax2=2,5, Kst1=1,2 => [σF]max = ![]() ![]() Примем [σF] = [σF]2 = 1140 МПа 3. Проектный расчет передачи из условия контактной прочности. 3.1 Определение межосевого расстояния ![]() ![]() Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию выбираем из стандартного ряда ![]() Коэффициент ширины шестерни по диаметру ![]() Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца ![]() ![]() полученное ![]() ![]() 3.2 Определение основных геометрических параметров Основное равенство, связывающее параметры косозубой передачи ![]() Модуль зацепления m= (0,01-0,02)*aW = 2,25 - 4,5мм Принимаем стандартное значение ![]() Принимаем предварительный угол наклона линии зубьев: 𝛽 = 15° Число зубьев: ![]() ![]() Фактическое передаточное число ![]() Проверяем отклонение фактического передаточного числа от заданного ![]() Уточняем угол β ![]() Основные размеры шестерни и колеса Высота головки зуба: ℎ𝑎 = 𝑚𝑛 = 4 мм Высота ножки зуба: ℎ𝑓 = 1,25 ∙ 𝑚𝑛 = 5 мм Высота зуба: ℎ = ℎ𝑎 + ℎ𝑓 = 4 + 5 = 9 мм Диаметры делительных окружностей Для шестерни: ![]() ![]() Проверка: ![]() Диаметры окружности вершин da и впадин df зубьев ![]() ![]() Для шестерни: ![]() ![]() Для колеса: ![]() ![]() Ширина зубчатого венца колеса: ![]() Ширина зубчатого венца шестерни: ![]() Окружная скорость колеса: ![]() 4.Силы в цилиндрическом зацеплении ![]() Окружная сила ![]() Радиальная сила ![]() Осевая сила ![]() 5.Проверочные расчеты передач 5.1Расчет на контактную выносливость поверхности зубьев ![]() Коэффициент, учитывающий механические свойства материала колес: ![]() Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев: ![]() Коэффициент торцового перекрытия для внешнего зацепления: ![]() Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий: ![]() ![]() Коэффициент концентрации нагрузки: ![]() Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями: ![]() ![]() Динамический коэффициент: ![]() Расчетное контактное напряжение ![]() ![]() Критерий оптимальности: 0,85[𝜎𝐻] ≤ 𝜎𝐻 ≤ 1,05[𝜎𝐻] 896,042 МПа ≤ 1007,72 МПа ≤1106,875 МПа Передача удовлетворяет условию контактной прочности. 5.2Расчет зубьев на выносливость при изгибе Эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса: ![]() ![]() Коэффициенты формы зуба шестерни и колеса ![]() ![]() Коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии к основанию зуба и неравномерного распределения нагрузки ![]() Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ![]() Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца при изгибе ![]() Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку при изгибе ![]() Расчетное напряжение при изгибе для шестерни: ![]() для колеса: ![]() Критерий оптимальности: ![]() для шестерни: ![]() для колеса: ![]() 5.3Расчет зубьев на прочность при кратковременной перегрузке Контактная прочность ![]() ![]() При изгибе ![]() ![]() |