Детали машин. ДМИОК 1. 1 Расчетное проектирование тихоходной передачи

• Название: 1 Расчетное проектирование тихоходной передачи
• Анкор: Детали машин
• Дата: 22.04.2022
• Размер: 209.4 Kb.
• Имя файла: ДМИОК 1.docx
• Тип: Документы; #490581

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:

P_p=F_tv2; (1.1)

P_p= 3,50,42=2,8 кВт.

Требуемую мощность электродвигателя, определим по формуле:

(1.2)

где η – к.п.д. привода.

η = η_рпη_ппη_кзпη_цзпη_ппη_ппη_мη_пп (1.3)

где η_рп – к.п.д. ременной передачи,

η_пп – к.п.д. пары подшипников,

η_кзп – к.п.д. конической зубчатой передачи

η_цзп ­­– к.п.д. цилиндрической зубчатой передачи

η_м – 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:

кВт

определяем расчётный диаметр рабочего органа:

; (1.4)



определяем угловую скорость рабочего органа:

(1.5)



определяем часто вращения рабочего органа

; (1.6)



определяем требуемую частоту вращения электродвигателя:

n_э=n_pu₀; (1.7)

n_э=20  (8…90) = 160…1800 мин^-1;

где u₀ – передаточное отношение редуктора

u₀= u_прu_зп u_зп; (1.8)

u₀ = (2…6)  (2…3)  (2…5) = (8…90);

Исходя из вычисленных значений P_ЭТР и nЭ выбираем асинхронный электродвигатель 4А160S2У3 с частотой вращения n_ЭД=2920 мин^-1 и мощностью Р_эд=15 кВт.

определяем общее передаточное отношение привода:

; (1.9)

;

определяем требуемое передаточное отношение редуктора:

; (1.10)

где i_ОТКР – передаточное отношение открытой передачи из рекомендуемого диапазона



u_т – передаточное отношение тихоходной передачи.

; (1.11)



u_б – передаточное отношение быстроходной передачи

; (1.12)



1.2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах

Определение частоты вращения валов привода:

; (1.13)

(1.14)

;

; (1.15)



(1.16)



(1.17)

определяем угловые скорости для каждого вала:

; (1.18)











определяем мощности, передаваемые валами:

(1.19)

(1.20)



(1.21)



(1.22)



(1.23)



определяем крутящий момент на валах привода по формуле:

(1.24)











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:

(2.1)



(2.2)



определяем циклическую долговечность для шестерни и колеса:

(2.3)



(2.4)



рассчитываем расчетный срок службы в часах:

(2.5)



где: N_Г - количество лет службы привода;

N_Н – количество недель в году;

N_ДН – количество рабочих дней в неделю;

N_СМ – количество рабочих смен в день;

t_СМ – 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:

(2.6)



(2.7)



определяем коэффициент долговечности для колеса и шестерни:

(2.8)



(2.9)



если Z_N < 1, то принимаем Z_N= 1; если Z_N > 1, то оставляем рассчитанное значение. В данном случае принимаем Z_N= 1.

Определяем коэффициент безопасности для колеса и шестерни:





определяем допускаемые контактные напряжения для колеса и

шестерни:

(2.10)

МПа;

(2.11)

МПа;

определяем допускаем контактное напряжения для передачи:

(2.12)

МПа;

;

499,99 МПа 554,04 МПа;

условие выполняется.

2.1.2 Допускаемые напряжения изгиба

Определяем предел изгибной выносливости для колеса и шестерни:

(2.13)

МПа;

(2.14)

МПа;

определяем циклическую долговечность для колеса и шестерни:

;

определяем коэффициент режима работы:

; ;

определяем эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба:

; (2.15)

;

;

определяем коэффициент долговечности для колеса и шестерни:

; (2.16)



;

если < 1, то принимаем ; если > 1, то оставляем рассчитанное значение. В данном случае = 1;

определяем коэффициент двустороннего приложения нагрузки:



принимаем Y_A = 1, так как односторонняя нагрузка.

определяем коэффициент безопасности для шестерни и колеса:

;

определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:

; (2.17)

;

;

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 :

; (2.18)

;

коэффициент, характеризующий понижение прочности зубьев конической передачи по сравнению с цилиндрической:

;

принимаем модуль упругости для стали:

;

определяем внешний делительный диаметр колеса:

; (2.19)

;

определяем внешнее конусное расстояние:

; (2.20)

;

выбираем коэффициент модуля по зависимости от твёрдости поверхности зубьев:

;

определяем ширину колеса:

; (2.21)

;

определяем углы делительных конусов:

; (2.22)

;

; (2.23)

;

определяем внешний делительный диаметр шестерни:

; (2.24)

;

определяем среднее конусное расстояние:

; (2.25)

;

эквивалентное число зубьев шестерни выбираем в зависимости от передаточного числа u и внешнего делительного диаметра шестерни d_e1:

;

определяем число зубьев шестерни:

; (2.26)

;

определяем число зубьев колеса:

; (2.27)

;

определяем модуль во внешнем сечении и выбираем ближайший стандартный модуль:

; (2.28)

;

определяем модуль в среднем сечении:

; (2.29)

;

уточняем число зубьев шестерни:

; (2.30)

;

уточняем число зубьев колеса:

; (2.31)

;

определяем делительные диаметры шестерни и колеса в среднем сечении:

; (2.32)

;

;

определяем делительные диаметры шестерни и колеса во внешнем сечении:

; (2.33)

;

;

Проверочный расчет быстроходной передачи редуктора

Проверочный расчёт передачи по контактным напряжениям

выбираем степень точности:

;

определяем окружную скорость:

; (2.34)

;

выбираем коэффициент динамической нагрузки в зависимости от степени точности, твердости поверхности зубьев и окружной скорости:

;

определяем коэффициент расчетной нагрузки:

; (2.35)

;

принимаем угол профиля:

a= 20°;

определяем контактные напряжения:

; (2.36)

;

условие не выполняется.

определяем перегрузку:

; (2.37)

;

перегрузка более 3%, производим корректировку ширины шестерни:

; (2.38)

;

пересчитываем контактное напряжение и недогрузку:

;

;

недогрузка меньше 3% - условие выполняется.

Проверочный расчёт передачи по напряжению изгиба

Определяем эквивалентное число зубьев для шестерни и колеса:

; (2.39)

;

;

определяем коэффициент формы зуба для шестерни и колеса:

выбираем по графику при коэффициенте смещения x = 0 при числе зубьев z:

;

;

определяем отношение:

; (2.40)

; (2.41)

В дальнейшем расчёт ведем при том , для которого отношение получилось меньше.

Коэффициент, характеризующий понижение прочности зубьев конической передачи по сравнению с цилиндрической:

;

определим коэффициент концентрации нагрузки:

; (2.42)

;

определим коэффициент динамической нагрузки в зависимости от степени точности, твердости поверхности зубьев и окружной скорости v:

;

определим коэффициент расчетной нагрузки:

; (2.43)

;

определим окружное усилие:

; (2.44)

;

определим напряжение изгиба:

; (2.45)

;

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 , т.к. усилие ;

Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и вращающих моментов:

Рассмотрим реакции от силы , действующей в вертикальной плоскости:

;

; (5.4)



;

; (5.5)

;

момент на 1 участке (с левой стороны):

; (5.6)

;

момент на 2 участке (с правой стороны):

; (5.7)

;

рассмотрим реакции от сил , действующей в горизонтальной плоскости:

;

; (5.8)

;

;

; (5.9)

;

момент на 1 участке

; (5.10)

;

момент на 2 участке

; (5.11)

;

изгибающий момент для первого сечения:

; (5.12)

;

; (5.13)

;

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.