Разработка общей конструкции изделия. Детальная разработка всех вопросов, связанных с воплощением принципиальной схемы в реальную конструкцию

Страницы работы

43 страницы (Word-файл)

Фрагмент текста работы

коэффициент использования передачи в течение   суток

tс – продолжительность смены, часов, tс = 8 ч.;

Lс – число смен, Lс = 2.

th =365×6×8×2×0,7× 0,6×  0,5=7360ч.                         

Принимаем рабочий ресурс привода      th = 7360 часов.

Таблица 1 - Эксплутационные характеристики механизма           

Место

установки

L

Lг

Lc

tc

Lh, ч.

Характер нагрузки

Режим работы

Цех

4

6

3

2

8

8

7360

Без толчков и   вибрации

лёгкий

2 Расчетная часть

1. Подбор электродвигателя. Основные кинематические и энергетические   параметры.

1.2 Определяем общий коэффициент полезного действия привода , η

η = ηм ∙ ηрп ∙ ηр ∙ ηпк2,                              где ηм – коэффициент полезного действия упругой муфты,

ηм = 0,98;

ηрп – коэффициент полезного действия ременной передачи,

ηрп = 0,97;

ηр – коэффициент полезного действия закрытой зубчатой      передачи, (цилиндрических колёс)

ηр = 0,98;       

ηпк – коэффициент полезного действия подшипников качения,

ηпк = 0,99;     

η = 0,982 ∙ 0,97∙ 0,98. 0,992  = 0,895

Ррм = 4,5кВт

1.3 Находим требуемую мощность двигателя

Ртр. = Ррм /η,                                               

 

Рдв = 4,5 . 10 3 .  /0,895 = 5,03 кВт

Выбираем двигатель с номинальной мощностью

Рдв   = 5,5 кВт.

Таблица 2  -  Технические данные двигателей                                           

Вариант

Тип двигателя

Номинальная мощность, кВт

Частота вращения, об./мин.

Синхронная

При номинальном режиме

1

4А112М4У3

S=3,7

5,50

1500

nдв =1500(1-0,037)=1445

Таким образом, выбираем двигатель 4А112М4У3, Рном. = 5,5кВт,

nном. = 1500 об./мин.

Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины, nРМ, об./мин

nдв= 1445об./мин.,

 nРМ=150 об./мин.

1.4 Находим передаточное число привода, U

U = nном./ nРМ ,                                              

Uоб = 1445/ 150  = 9,63

Произведем разбивку передаточного числа привода, принимая передаточное число редуктора

Uзп = 4

Uоп = Uоб/Uзп                                                                           

Uоп= 9,63/4=2,4

Принимаем Uоп  =2,4

1.5  Частоты вращения валов и угловые скорости.   

Вала двигателя

n1 =nдв = 1445об./мин

ώ1 дв =π*n1 /30                                         

ώ1 дв =π×1445/30=151,24рад/сек

Быстроходного Вала

n2=n1/ Uоп

n2= 1445/2,4= 602об/мин.

ω2= π·n2 /30.

ω2=  π·602/30=63рад/сек.

Тихоходного вала

n3=n2/Uр

n3=602/4=150,5об/мин.

ω3=π·n3 /30.

ω3=π·150,5 /30=15,75рад/сек.

1.6  Мощности и моменты, передаваемые валами

Р1тр=5,03кВт

Т111, н.м

Т1=5,03×103/150,5=33,4 н.м

Р21м * ηрп

Р2=5,03×103× 0,98×0,97=4,78кВт

Т222,

Т2= 4,78/63=75,9 н·м

Р3= Р2.ŋр·ŋп2,

Р3= 4,78.103·0,982·0,992=4,5кВт,

Т333,

Т3=4,5/15,75=286 н.м

Таблица 3 - Силовые и кинематические параметры привода                            

Параметр

Передача

Параметр

Вал

Редуктор (закрытая)

Ремённая

(открытая)

передача

Двигателя

Редуктора

Привод рабочей машины

Быстроходный

Тихо-

ходный

Передаточ-

ное число, U

4

2,4

Расчетная мощность, кВт

5,03

4,78

4

4

КПД

0,98

0,97

Угловая скорость, 1/с

151,24

63

15,75

15,75

Частота вращения, об./мин.

1445

602

150,5

150,5

Вращающий момент, Н∙м

33,4

75,9

286

286

2.2 Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений в цилиндрической прямозубой передаче

2.2.1 Материалы шестерни и колеса.

Определим размеры характерных сечений заготовок                    

Dm =24мм

Sm =1.2(1+4) мм

Так как жесткие требования к размерам передач не предъявлены, принимаем для редуктора материал:

– для шестерни при диаметре заготовок до 125 мм– Сталь 40Х улучшенная,σв = 930 Н/мм2, σт = 690 Н/мм2, σ-1 = 420Н/мм2  и средней твердости 270НВ;

– для колеса при диаметре заготовок 220-315мм – сталь 40Х улучшенная,

σв = 780 Н/мм2, σт = 530 Н/мм2, σ-1 = 350Н/мми средней твердости 250НВ;

2.2.2. Определим базовые числа циклов перемены напряжений:

Для шестерни  Nно1 = 20 ∙ 106 циклов

Для колеса       Nно2 = 16,6 ∙ 106 циклов

2.2.3 Определим число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработку)     N = 573 ∙ ω Lh

где       ω – угловая скорость вала

Для шестерни:  ω1 = 63 сек.-1

Для колеса:       ω2 = 15,75 сек.-1

Lн – срок службы привода, часов, Lн = 7360 ч.

Тогда для шестерни:

N1 = 573 ∙ 63 ∙7360 = 265,7 ∙ 106

Для колеса:

N2 = 573 ∙ 15,75 ∙ 7360 =68,85∙ 106

2.2.4 Определим коэффициент долговечности зубьев.

Для шестерни: КНL1=

КНL1 = <1

Для колеса: КНL2=

КНL2=<1

Так как N1 > Nно1 и N2 > Nно2, то соответственно, коэффициент долговечности принимаем КHL1 = 1 и КHL2 = 1.Аналогично принимаем КFL1 = 1 и КFL2 = 1.

2.2.5 Определяем допускаемое контактное напряжение [σ]н

Для шестерни:  [σ]н1 = КНL1 ∙ [σ]но1

где  [σ]но1– допускаемое контактное напряжение;

[σ]но1=1,8 × НВср+67

[σ]но1=1,8 × 270+67=553 Н/мм2

Тогда:

[σ]н1 = 1 ∙ 553=553 Н/мм2

Для колеса:  [σ]н2 = КНL2 ∙ [σ]но2

где  [σ]но2– допускаемое контактное напряжение;

[σ]но2=1,8 × НВср+67

[σ]но2=1,8 × 250+67=517 Н/мм2

Тогда:

[σ]н2 = 1 ∙ 517=517 Н/мм2

2.2.6. Определим среднее допускаемое контактное напряжение. Так как

НВ1ср – НВ2ср = 270 – 250=20<70 и НВ2ср = 250< 350 НВ, то передача рассчитывается на прочность по среднему допускаемому контактному напряжению.

[σ]н = 0,45 ([σ]н1 + [σ]н2)

[σ]н = 0,45 ∙ (553 + 517)= 482 Н/мм2

При этом условие 481,5 < 1,23 ∙[σ]н2 = 1,23 ∙ 517 = 635,9 Н/мм2 соблюдается.

2.2.7 Определяем допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни

[σ]F1 и колеса [σ]F2, Н/мм

Для шестерни:

[σ]F1 = КFL1∙ [σ]FO1;

Для колеса

[σ]F2 = КFL2∙ [σ]FO2

где  [σ]FO1, [σ]F2 – допускаемые контактные напряжения;

[σ]FO=1,03* НВср

Для шестерни:

[σ]FO1=1,03* 270=278,1 Н/мм2

Для колеса

[σ]FO2=1,03* 250=257,5 Н/мм2

Тогда:

Для шестерни: [σ]F1 =1∙ 278,1∙ 0,75 =208,57 Н/мм2

Для колеса: [σ]F2 = 1∙ 257,5∙ 0,75  =193,125 Н/мм2

 

Таблица 4- Механические характеристики материалов зубчатой передачи.     

Элемент передачи

Марка стали

Dпред.

Термообработка

   НВ

[σ]Н

[σ]F

σв

σ-1

Sпред.

Шестерня

40Х

120

У

270

481,5

208,57

930

420

Колесо

40Х

300-500

У

200

517

193,13

530

300

2.3 Проектный расчет

2.3.1  Определяем межосевое расстояние, мм

aW=, где Ка– вспомогательный коэффициент для прямозубых передач, Ка = 450;

Ψа – коэффициент ширины венца колеса, примем равный 0,315.   

U – передаточное число, U = 4;

Т1 – вращающий момент на шестерне, Т1 = 75,9 Н×м;

[σ]Н – среднее допускаемое контактное напряжение колес,

[σ]Н = 481,5 Н/мм2;

Кн – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба,

Кн =1,2 – для прирабатывающихся зубчатых колес

aW= мм

Принимаем по стандартному ряду чисел aW=160 мм.

2.3.2 Определяем модуль зацепления

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля

mn=(0.01…0,02). aW=(0.01…0,02). 160=1,6…3,2мм

Выбираем стандартный модуль          mn=2,0мм

2.3.3 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

 

Принимаем ZΣ = 160

2. 3.4. Определяем число зубьев шестерни

Z1 =

Z1 =

Принимаем Z1 = 32

2.3.5. Определяем число зубьев колеса:

Z2 = ZΣ – Z1 ,

                                    Z2= 160–32 = 128

2.3.6. Определяем фактическое передаточное число:

uф = Z2 / Z1 ,

uф = 128/ 32 =4,0

2.3.7. Проверяем его отклонение от заданного:

∆u =

∆u = <2,5%

Условие выполняется.

Поскольку  Z1>17 , то  Х1=0;   Х2=0;

2.3.8. Ширина зубчатых венцов и диаметры колёс

bw2– ширина венца колеса, мм

bw2 =   

bw2 = 0,315 ∙ 160 = 50,4 мм,  принимаем bw2 = 50 мм;

bw1 =  bw2+5 =50+5=55мм,

2. 3.9. Определяем основные геометрические параметры передачи:

2.3.10. Делительный диаметр шестерни и колеса, мм, d:

d1 =m ∙ Z1,

d1 = 2,0 ∙ 32 = 64 мм

d2 = m ∙ Z2,

d2 = 2,0 ∙ 128= 256 мм

Диаметр вершин зубьев

dа1 = d1 + 2m ,

dа1 = 64 + 2 ∙ 2,0 = 68 мм

dа2 = d2 + 2m ,

dа2 = 256+ 2 ∙ 2,0 = 260 мм

Диаметр впадины зубьев

df1 = d1 – 2,5 ∙ m ,

df1 = 64– 2,5 ∙ 2,0 = 59 мм,

df2 = d2 – 2,5 ∙ m ,

df2 = 256– 2,5 ∙ 2,0 = 251 мм

Таблица 5                   Параметры зубчатой передачи.                             

Параметр

Значение

Межосевое расстояние, мм

160

Модуль зацепления

2,0

Ширина зубчатого венца: шестерни, b1

колеса, b2

55

50

Диаметр делительной окружности шестерни, d1

колеса, d2

64

256

Число зубьев шестерни, Z1

колеса, Z2

32

128

Диаметр окружности вершин шестерни, dа1

колеса, dа2

68

260

Диаметр окружности впадин, мм шестерни, df1

колеса, df2

59

251

2.4.  Проверочный расчет

2.4.1. Проверяем межосевое расстояние, мм, аW

аW =,

аW =,

2.4.2. Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи:                                                                    ;

Назначаем 8-ю степень точности передачи , т.к. для закрытых передач 9 степень принимать не рекомендуется

2.4.3 Проверяем контактные напряжения, МПа, σн

где Zσ=9800 для прямозубых передач.

КH – коэффициент контактной  нагрузки КH = К. Кнβ. Кнυ

К=1+А(ncт-5).Кw,

где  А=0,06-для прямозубых передач;                                                                          Кw- коэффициент учитывающий приработку  зубьев.

При НВ2350 для определения Кw используем выражение:

Кw=0,002. НВ2+0,036(V-9)=0,002.248,5+0,036.(2,02-9)=0,245

Тогда        

К=1+0,06(8-5).0,245=1,04;

Кнβ- коэффициент  неравномерности распределения нагрузки в     начальный период работы Кнβ=1+( Кнβ0-1). Кw      

Для определения  Кнβ0 найдем коэффициент ширины венца по диаметру:

Ψbd=0.5. Ψbа(u+1)=0.5.0,315(4+1)=0,788;

По значению   Ψbd  =0,788:

Кнβ0=1.06;                                                      

Кнυ=1,04;                                                   

Кнβ=1+( 1,06-1). 0,245=1,01       

КH=1,04.1,01.1,04=1,09;

uф – фактическое передаточное число, uф = 4

σН=481,5 МПа .

Расчёт недогрузки

∆σ= = 8,6%  недогрузка не                          регламентируется (стр.16. Г.Л. Баранов)

2.4.4 Проверим напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса

,

,

где        КF = К. КFβ. К

К – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, К = 1,0+0,06(nст-5);

К = 1,0 – для прямозубых передач;

К – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба (для прирабатывания зубчатых колес),

К =0.18+0.82. 1,06=1,0492;

Кнβ0=1.06;                                                 

К – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от скорости колес  и степени точности,

К = 1+1,5(1,04-1)=1,06;

КF = 1,45. 1,0492. 1,06=1,112;

Υ F1 , Υ F2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса в зависимости  от числа зубьев шестерни Z1 = 32 и колеса Z2 = 128 ,    

Так как передача прямозубая, то:

Υ F1 = 3,47+;

Υ F2 = 3,47+;

=208,57МПа,

  

     -

Условие выполняется.

Таблица 6

Параметр

Допускаемое напряжение

Расчетные значения

Примечания

Контактные напряжения, Н∕мм2 (МПа)

481,5

417

Запас прочности достаточный

Напряжение изгиба, Н∕мм2

σF1

208,57

93

Запас прочности большой

σF2

193,13

94

Запас прочности большой

2.5 Расчет открытой ремённой  передачи.

2.5.1 Определяем диаметр ведущего шкива.

где  Т2-  крутящий момент на тихоходном валу редуктора, Т2= 102,28 Н∙м;

Принимаем d1 =200мм.

2.5.2 Учитывая особенности работы, выбираем клиновой ремень типа Л по РТМ 38-40528-73. Размеры ремня: p=4,8 мм; hБ =4,85мм; H=9,5 мм.

2.5.3 Определим диаметр ведомого шкива d2, мм.

d2 = d1 ∙ u ∙ (1 – ε), где     ε – коэффициент скольжения, ε = (0,01÷0,02), принимаем

Похожие материалы

Информация о работе

Тип:
Курсовые работы
Размер файла:
612 Kb
Скачали:
0