расчет. 5. Исполнительный механизм

Название	5. Исполнительный механизм
Анкор	расчет
Дата	06.04.2022
Размер	416.46 Kb.
Формат файла
Имя файла	DZ_1_DM.docx
Тип	Документы #448690

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:

= 39,38кВт =>

= 45кВт

Основные параметры электродвигателя:

Марка: 4А250M8Y3

Частота вращения: nсинх = 750об\мин

nасинх = nсинх*(1- )= 750*(1- )= 739,5 об/мин

Предельные значения частоты вращения ЭД:

22*[1,5…3,5]*[3,15…5]*[1,5…3] = 155,925…1155 об/мин

2)Определение передаточных чисел механических передач:

Uобщ = = = 33,614; = 3,227

Примем: Uзуб = 4,5; => Uрем * Uцеп = = = 7,469

= 2,733 => Uрем =3

Uцеп = = = 2,4899 ∈[1,5…3]

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 =

= = 246,5 об/мин;

n3 =

= = 54,778 об/мин;

n4 =

= = 22 об/мин;

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 * = 9550 * = 581,135 Н*м;

Т2 = 9550 * = 9550 * = 1,649 кН*м;

Т3 = 9550 * = 9550 * = 7,088 кН*м;

Т4 = 9550 * = 9550 * = 15,819 кН*м;

ΔТ = *100% = 11,5%

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; σ_т = 800МПа;

Колесо: марка стали – 20ХНМ, вид термообраб. - Ц, твердость = 320 HB; σ_т = 800 МПа

2. Определение допускаемых напряжений :
а) при расчете на контактную прочность

где σ_H₀ - предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения (находим по таблице)

Для шестерни

HRC = 63; σ_H₀= 23HRC = 23*63 = 1449 МПа;

Для колеса

HRC = 55; σ_H₀= 23HRC = 23*55 = 1265 МПа;

S_H_{= 1,2} - коэффициент запаса для шестерни и колеса (т.к. вид термообработки – Ц)

Базовое число циклов:

N_HO≈30(HB)^2,4

Для шестерни: N_HO₁ = 30*(380)^2,4 = 46623179

Для колеса: N_HO₁ = 30*(320)^2,4 = 30866060

Число циклов нагружения зубьев колес проектируемой передачи:

Для шестерни: N_Σi = 60*18000*246,5 = 266 220 000

Для колеса: N_Σi = 60*18000*54,778 = 59 160 240

K_HL-коэффициент долговечности, зависит от длительности работы передачи

Если N_∑_i> N_HOi, то K_HLi=1

Для шестерни: K_HL₁=1

Для колеса: K_HL₂=1

Получаем:

Для шестерни: [__

K_HL₁=

МПа;

Для колеса: [__

K_HL₂=

МПа;

Окончательно, расчетные допускаемые контактные напряжения для косозубых колес принимаем [𝜎_H]= [𝜎_𝐻]₂ = 1054,167 МПа

б) при расчете на прочность при изгибе

(𝑖=1,2)

где σ_Fo – предел выносливости

Для шестерни: σ_Fo= 840 МПа

Для колеса: σ_Fo=760 МПа
SF=1,75 – коэффициент запаса

K_FL – коэффициент долговечности

Если N_∑_i> 4∙10⁶, то K_FLi=1

Так как для шестерни и колеса N_∑_i> 4∙10⁶, то K_FL₁=1 и K_FL₂=1

Получаем:

[σ_F]₁ =

* K_FL₁ =

* 1 = 480 МПа

[σ_F]₂ =

* K_FL₂ =

* 1 = 434,286 Мпа.

Окончательно принимаем [σ_F] = [σ_F]₂ = 434,286 Мпа.

в) при кратковременной перегрузке

Допускаемые контактные напряжения при перегрузке
[𝜎_𝐻]_𝑚𝑎𝑥=44* HRC

Для шестерни: [𝜎_𝐻]𝑚𝑎𝑥1= 44*63 = 2772 МПа

Для колеса: [𝜎𝐻]𝑚𝑎𝑥2=44*55 = 2420 МПа
Расчетные максимальные допускаемые контактные напряжения при перегрузке:

[𝜎_𝐻]_𝑚𝑎𝑥 = 2420 МПа

Допускаемые напряжения при изгибе

Для шестерни: K_FLmax₁=2,5, K_st₁=1,2 => [σ_F]_max =

=1260 МПа

Для колеса: K_FLmax₂=2,5, K_st₁=1,2 => [σ_F]_max =

=1140 МПа

Примем [σ_F]= [σ_F]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

округляем до ближайшего значения из стандартного ряда

3.2 Определение основных геометрических параметров

Основное равенство, связывающее параметры косозубой передачи

Модуль зацепления m= (0,01-0,02)*a_W= 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: ℎ_𝑎 = 𝑚_𝑛 = 4 мм Высота ножки зуба: ℎ_𝑓 = 1,25 ∙ 𝑚_𝑛 = 5 мм

Высота зуба: ℎ = ℎ_𝑎 + ℎ_𝑓 = 4 + 5 = 9 мм

Диаметры делительных окружностей

Для шестерни:

Проверка:

Диаметры окружности вершин d_a и впадин d_f 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:

=1,05*1,03*1,01=1,09

Коэффициент концентрации нагрузки:

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями:
Динамический коэффициент:

Расчетное контактное напряжение

Критерий оптимальности:

0,85^[𝜎_𝐻^]≤ 𝜎_𝐻 ≤ 1,05^[𝜎_𝐻^]

896,042 МПа ≤ 1007,72 МПа ≤1106,875 МПа

Передача удовлетворяет условию контактной прочности.

5.2Расчет зубьев на выносливость при изгибе