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

коэффициент использования передачи в течение   суток

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

L_с – число смен, L_с = 2.

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

Принимаем рабочий ресурс привода      t_h = 7360 часов.

Таблица 1 - Эксплутационные характеристики механизма           

2 Расчетная часть

1. Подбор электродвигателя. Основные кинематические и энергетические   параметры.

1.2 Определяем общий коэффициент полезного действия привода , η

η = η_м ∙ η_рп ∙ η_р ∙ η_пк²,                              где η_м – коэффициент полезного действия упругой муфты,

η_м = 0,98;

η_рп – коэффициент полезного действия ременной передачи,

η_рп = 0,97;

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

η_р = 0,98;       

η_пк – коэффициент полезного действия подшипников качения,

η_пк = 0,99;     

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

Р_рм = 4,5кВт

1.3 Находим требуемую мощность двигателя

Р_тр. = Р_рм /η,                                               

Р_дв = 4,5 ^. 10 ^{3 .}  /0,895 = 5,03 кВт

Выбираем двигатель с номинальной мощностью

Р_дв   = 5,5 кВт.

Таблица 2  -  Технические данные двигателей                                           

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

n_ном. = 1500 об./мин.

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

n_дв= 1445об./мин.,

 n_РМ=150 об./мин.

1.4 Находим передаточное число привода, U

U = n_ном./ n_РМ ,                                              

U_об = 1445/ 150  = 9,63

Произведем разбивку передаточного числа привода, принимая передаточное число редуктора

U_зп = 4

U_оп = U_об/U_зп                                                                           

U_оп= 9,63/4=2,4

Принимаем Uоп  =2,4

1.5  Частоты вращения валов и угловые скорости.   

Вала двигателя

n₁ =n_дв = 1445об./мин

ώ₁ =ώ_дв =π*n₁ /30                                         

ώ₁ =ώ_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/U_р

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

Р₁=Р_тр=5,03кВт

Т₁=Р₁/ω₁, н^.м

Т₁=5,03×10³/150,5=33,4 н^.м

Р₂=Р₁*ŋ_м * η_рп

Р₂=5,03×10³× 0,98×0,97=4,78кВт

Т₂ =Р₂/ω_2,

Т₂= 4,78/63=75,9 н·м

Р₃= Р₂^.ŋ_р·ŋ_п²,

Р₃= 4,78^.10³_·0,98²·0,99²=4,5кВт,

Т₃ =Р₃/ω_3,

Т₃=4,5/15,75=286 н^.м

Таблица 3 - Силовые и кинематические параметры привода                            

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                    

D_m =24мм

S_m =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,σ_в = 930 Н/мм², σ_т = 690 Н/мм², σ_-1 = 420Н/мм²  и средней твердости 270НВ;

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

σ_в = 780 Н/мм², σ_т = 530 Н/мм², σ_-1 = 350Н/мм²  и средней твердости 250НВ;

2.2.2. Определим базовые числа циклов перемены напряжений:

Для шестерни  N_но1 = 20 ∙ 10⁶ циклов

Для колеса       N_но2 = 16,6 ∙ 10⁶ циклов

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

где       ω – угловая скорость вала

Для шестерни:  ω₁ = 63 сек.^-1

Для колеса:       ω₂ = 15,75 сек.^-1

L_н – срок службы привода, часов, L_н = 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: К_НL1=

К_НL1 = <1

Для колеса: К_НL2=

К_НL2=<1

Так как N₁ > N_но1 и N₂ > N_но2, то соответственно, коэффициент долговечности принимаем К_HL1 = 1 и К_HL2 = 1.Аналогично принимаем К_FL1 = 1 и К_FL2 = 1.

2.2.5 Определяем допускаемое контактное напряжение [σ]_н

Для шестерни:  [σ]_н1 = К_НL1 ∙ [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 = К_НL2 ∙ [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

НВ_1ср – НВ_2ср = 270 – 250=20<70 и НВ_2ср = 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/мм² 

Для шестерни:

[σ]_F1 = К_FL1∙ [σ]_FO1;

Для колеса

[σ]_F2 = К_FL2∙ [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.     

2.3 Проектный расчет

2.3.1  Определяем межосевое расстояние, мм

a_W=, где К_а– вспомогательный коэффициент для прямозубых передач, К_а = 450;

Ψ_а – 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;

К_н – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба,

К_н =1,2 – для прирабатывающихся зубчатых колес

a_W= мм

Принимаем по стандартному ряду чисел a_W=160 мм.

2.3.2 Определяем модуль зацепления

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля

m_n=(0.01…0,02)^. a_W=(0.01…0,02)^. 160=1,6…3,2мм

Выбираем стандартный модуль          m_n=2,0мм

2.3.3 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

Принимаем Z_Σ = 160

2. 3.4. Определяем число зубьев шестерни

Z₁ =

Z₁ =

Принимаем Z₁ = 32

2.3.5. Определяем число зубьев колеса:

Z₂ = Z_Σ – Z_{1 ,}

                                    Z₂= 160–32 = 128

2.3.6. Определяем фактическое передаточное число:

u_ф = Z₂ / Z₁ ,

u_ф = 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

b_w2– ширина венца колеса, мм

b_w2 =   

b_w2 = 0,315 ∙ 160 = 50,4 мм,  принимаем b_w2 = 50 мм;

b_w1 =  b_w2+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

d_а1 = d₁ + 2m ,

d_а1 = 64 + 2 ∙ 2,0 = 68 мм

d_а2 = d₂ + 2m ,

d_а2 = 256+ 2 ∙ 2,0 = 260 мм

Диаметр впадины зубьев

d_f1 = d₁ – 2,5 ∙ m ,

d_f1 = 64– 2,5 ∙ 2,0 = 59 мм,

d_f2 = d₂ – 2,5 ∙ m ,

d_f2 = 256– 2,5 ∙ 2,0 = 251 мм

Таблица 5                   Параметры зубчатой передачи.                             

2.4.  Проверочный расчет

2.4.1. Проверяем межосевое расстояние, мм, а_W

а_W =,

а_W =,

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 Z_σ=9800 для прямозубых передач.

К_H – коэффициент контактной  нагрузки К_H = К_Hα^. К_нβ^. К_нυ

К_Hα=1+А(n_cт-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_Hα=1+0,06(8-5)^.0,245=1,04;

К_нβ- коэффициент  неравномерности распределения нагрузки в     начальный период работы К_нβ=1+( К_нβ⁰-1)^. К_w      

Для определения  К_нβ⁰ найдем коэффициент ширины венца по диаметру:

Ψ_bd=0.5^. Ψ_bа(u+1)=0.5^.0,315(4+1)=0,788;

По значению   Ψ_bd  =0,788:

К_нβ⁰=1.06;                                                      

К_нυ=1,04;                                                   

К_нβ=1+( 1,06-1)^. 0,245=1,01       

К_H=1,04^.1,01^.1,04=1,09;

u_ф – фактическое передаточное число, u_ф = 4

σ_Н=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        К_F = К_Fα^. К_Fβ^. К_Fυ

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

К_Fα = 1,0 – для прямозубых передач;

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

К_Fβ =0.18+0.82^. 1,06=1,0492;

К_нβ⁰=1.06;                                                 

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

К_Fυ = 1+1,5(1,04-1)=1,06;

К_F = 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

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