Детали машин

 

     1 Кинематический расчет

    1.1 Потребная мощность привода :

    /1000          

   Р_вых=2 · 10³ ·0,7/1000=1,62 ³к Вт

     1.2 Потребная мощность электродвигателя:

          

η_общ=0,9 · 0,99³ · 0,96³· 0,98=0,757

         Р_Эпотр=1,4/0,757=1,849 кВт

    1.3 Определение частоты вращения выходного вала                   

                           η_вых=V ·60000/ПD

                                η_вых=0.7 ·60000/3.14·475=28.16 об/мин

    1.4 Определение общего передаточного числа привода

               U_общ=3·4²=48     

    1.5 Ориентировочная частота вращения эл.двигателя.

         η_дв= η_выхC U_общ

         η_дв=28,16·48=1351,68 об/мин

  1.4 Выбор электродвигателя: по таблице  выбираем электродвигатель 4А90S4У3, Р=2,2кВт, n=1425 об/мин.

 1.5 Определение передаточного числа  двигателя.

         U_общ= η_дв/ η_вых       

            U_общ=1425/28,16=50.6

 1.6 Определение передаточных чисел  ступеней привода.

     Принимаем U_цеп=3

  1.6.1Передаточное число редуктора

     U_ред= U_общ/ U_откр= U_общ/ U_цеп

     U_ред=50.6/3=16.87

  1.6.2 Определение передаточных чисел  цилиндрического двух-ступеньчатого редуктора.

     

     

     u₂=Up/·u₁

     u₂=16.87/·5.1=3.3

    1.7 Определение частот вращения валов :

       n₁= n_дв=1425 об/мин

     n₂= n₁/U_цил=1425/4=356.25 об/мин

     n₃= n₂/U_цеп=356.25/4=89 об/мин

    1.8 Определение мощностей на валах :

     Р₁= Р_потр · =1,849  0,99=1,83 кВт

     Р₂= Р₁ · · =1,83 ·0,96 ·0,99=1,739 кВт

     Р₃= Р₂ · · =1,739 ·0,96² ·0,99=1,586 кВт

    1.9 Определение крутящих моментов на валах :

     Т₁=9550 ·Р₁/n₁=9550 ·1.83/1425=12.26 Н ·м

     Т₂=9550 ·Р₂/n₂=9550 ·1,739/356.25=46.6 Н ·м

     Т₃=9550 ·Р₃/n₃=9550 ·1,586/89=170 Н ·м 

                 2 Расчет первой цилиндрической передачи

    2.1 Исходные данные:

• Крутящий момент на колесе Т₂= 46.6 Н м
• Частота вращения шестерни n₁=1425 об/мин
• Передаточное число u₁=5.1
• Срок службы L=7лет
• Периодичность работы К_год=0,6, К_сут=0,4
• Срок службы  t=L*365* К_год*24* К_сут=14716.8 часов

 

    График  нагрузки

                                    

    2.2 Выбор материала и определение допускаемых напряжений:

    Шестерня: Ст 45, улучшение, σ_в=850 МПа; σ_Т=680 МПа..

    Колесо: Ст 45 , нормализация , σ_в=320 МПа; σ_Т=580 МПа. 

    Допускаемые напряжения для шестерни и для колеса:

            [σ_Н]₁=(σ_{Н lim b1}/S_H1)Z_R1 · K_HL1       

          [σ_Н]₂=(σ_{Н lim b2}/S_H2)Z_R2 · K_HL2

где K_HL1-коэффициент долговечности

           K_{HL1= ≥1}

где N_HE-эквивалентное число циклов напряжений при работе с переменными нагрузками

          =60*n*c*t_h*[(T₁/T_max)³*t_h1/t_h+...+(T_i/T_max)³*t_hi/t_h]

   ₁=60*2850*1*14716,8*[(1,5T_н/T_н)³*0,003t/t+(T_н/T_н)³*0,3t/t+(0,4T_н/T_н)³*0,4t/t]=52*10⁶

           ₂= ₁/U=52*10⁶/4.105=12.6*10⁶

         K_HL1=

         K_HL2=

Принимаем K_HL1= K_HL2=1

          [σ_Н]₁=(570/1,1)0,95 · 1=492 МПа      

          [σ_Н]₂=(470/1,1)0,95 · 1=406 МПа 

    Допускаемые напряжения на изгиб [2]:

          [σ_F]₁=(450/2)1.2 · 1.1=270 МПа      

          [σ_F]₂=(360/2)1.2 · 1.1=216 МПа

           

    2.3Проектный  расчет на контактную выносливость

          ,   

             где Ка=490 – численный коэффициент

          К_НВ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения;

         =0,25…0,4–коэффициент ширины колеса относительно межосевого.

            

             Округляем по ряду стандартных  значений и принимаем а_ω=100 мм. 
 
 

    2.4 Геометрический расчет передачи

               

       2.5 Кинематические и силовые параметры передачи.

             Окружная скорость в зацеплении[2]:

                      

         

         По найденной окружной скорости назначаем степень точности передачи: 9-С

         Силы в зацеплении:

         Окружная-

         Радиальная- F_r=F_t*tga=561*tg20^o=204.3 Н 
 
 

      2.6 Проверочный расчет на контактную  выносливость 

       Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления.

                 

    где К=310 – числовой коэффициент

     =1 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

   =1,06– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения;

         =1,2- коэффициент динамической нагрузки. 

           

             Условие прочности  выполняется. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

      2.7 Проверочный расчет зубьев  на выносливость по напряжениям  изгибов. 

     2.7.1. Напряжения изгибов в основании зуба шестерни. 

     

     где, -окружная сила,

       =4,07-коэффициент формы зуба,

         =1,06-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения;

            =1,14- коэффициент динамической нагрузки. 

       

     2.7.2.Напряжения  изгибов в основании зуба шестерни.