Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Детали машин. 21

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

Параметры	№ вала
	1	2		3
Передаточное число U	5.1		3.3
Число оборотов n, об/мин	1425	356.25		89
Мощность Р, кВт	1.83	1.74		1.59
Момент Т, Нм	12.26	46.6		170

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

Параметр	Обозн-е	Расчетная формула
1	2	3
Межосевое расстояние	a_w	100
Передаточное число	u	5.1
Ширина колеса	b₂,мм	b₂₌* a_w=0.3*100=30
Ширина шестерни	b₁,мм	b₁= b₂+2…5=30+5=35
Модуль	m, мм	m=(0,01…0,02)* a_w=0,02*100=2 Принимаем m=2
Суммарное число зубьев	Z_S	Z_S=(2* a_w)/ m=(2*100)/2=100
Число зубьев шестерни	Z₁	Z₁= Z_S/(u+1)=100/(5.1+1)=16.4≈17
Число зубьев колеса	Z₂	Z₂= Z_S- Z₁=100-17=83
Фактическое передаточное число	u_ф	u_ф= Z₂/ Z₁=83/17=4.88
Отклонение передаточного числа	Δu	Δu= =
Делительное межосевое расстояние	а,мм	а= m( Z₂- Z₁)/2=2(83-17)/2=66
Делительные диаметры	d₁,мм d₂,мм	d₁=m* Z₁=217=34 d₂=m Z₂=2*83=166
Диаметры вершин зубьев	d_a1,мм d_a2,мм	d_a1= d₁+2m=34+22=38 d_a2= d₂+2m=166+22=170
Диаметры впадин зубьев	d_f1,мм d_f2,мм	d_f1= d₁-2.5m=34-2.52=29 d_f2= d₂-2.5m=166-2.52=161

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.

2.8 Расчет прочности зубьев при перегрузках.

2.8.1 Максимальные контактные напряжения.

где, =2,8σ_Т=2,8*320=896 МПа

2.8.2 Максимальные напряжения изгиба.

где, =0,8σ_F

₁=0,8*680=544МПа

₂=0,8*320=256МПа

3 Расчет второй цилиндрической передачи

3.1 Исходные данные:

Крутящий момент на колесе Т₂= 170 Н м
Частота вращения шестерни n₁=356.25 об/мин
Передаточное число u₂=3,3
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

Параметр	Обозн-е	Расчетная формула
1	2	3
Межосевое расстояние	a_w	100
Передаточное число	u	3.3
Ширина колеса	b₂,мм	b₂₌* a_w=0.3*100=30
Ширина шестерни	b₁,мм	b₁= b₂+2…5=30+5=35
Модуль	m, мм	m=(0,01…0,02)* a_w=0,02*100=2 Принимаем m=2
Суммарное число зубьев	Z_S	Z_S=(2* a_w)/ m=(2*100)/2=100
Число зубьев шестерни	Z₁	Z₁= Z_S/(u+1)=100/(3,3+1)=23.3≈24
Число зубьев колеса	Z₂	Z₂= Z_S- Z₁=100-24=76
Фактическое передаточное число	u_ф	u_ф= Z₂/ Z₁=76/24=3.16
Отклонение передаточного числа	Δu	Δu==
Делительное межосевое расстояние	а,мм	а= m( Z₂- Z₁)/2=1(76-24)/2=26
Делительные диаметры	d₁,мм d₂,мм	d₁=m* Z₁=224=48 d₂=m Z₂=2*76=152
Диаметры вершин зубьев	d_a1,мм d_a2,мм	d_a1= d₁+2m=48+22=52 d_a2= d₂+2m=152+22=156
Диаметры впадин зубьев	d_f1,мм d_f2,мм	d_f1= d₁-2.5m=48-2.52=43 d_f2= d₂-2.5m=152-2.52=147

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=1118*tg20^o=407 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.

2.8 Расчет прочности зубьев при перегрузках.

2.8.1 Максимальные контактные напряжения.

где, =2,8σ_Т=2,8*320=896 МПа

2.8.2 Максимальные напряжения изгиба.

где, =0,8σ_F

₁=0,8*680=544МПа

₂=0,8*320=256МПа

4 Расчет валов

4.1 Расчет входного вала.

Приближенно оцениваем средний диаметр вала:

где [τ]=20 МПа – напряжение кручения .

Принимаем d_в=d_э=24мм.

Разрабатываем конструкцию вала и по чертежу оцениваем его размеры:

диаметр в месте посадки подшипников

d_п =dв+2t=24+2* 2=28 мм;

диаметр бурта подшипника:

d_БП =d_П+3,2r=28+3.2* 1.6=20.6 мм;

4.2 Расчет промежуточного вала.

Приближенно оцениваем средний диаметр вала:

где [τ]=20 МПа – напряжение кручения [2].

Разрабатываем конструкцию вала и по чертежу оцениваем его размеры:

диаметр в месте посадки подшипников

d_п =dв-3,2r =23-3,2* 1,6=18 мм;

диаметр бурта подшипника:

d_БП =d_П+3,2r=18+3.2* 1.6=23 мм;

диаметр бурта под колесо:

d_БК =d_П+3f=18+3* 1=21 мм

4.3 Расчет выходного вала.

Приближенно оцениваем средний диаметр вала:

где [τ]=20 МПа – напряжение кручения [2].

Разрабатываем конструкцию вала и по чертежу оцениваем его размеры:

диаметр в месте посадки подшипников

d_п =dв+2t =28+2* 2=32мм;

диаметр бурта подшипника:

d_БП =d_П+3,2r=32+3.2* 1.6=37 мм;

диаметр бурта под колесо:

d_БК =d_K+3f=30+3* 1=33 мм

5 Расчет элементов корпуса

Рассчитаем основные размеры элементов редуктора :

Толщина стенки:

Принимаем σ=8мм

Принимаем σ₁=8мм

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса.

b=1.5σ=1.5*8=12мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса.

b₁=1.5σ₁=1.5*8=12мм.

Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки.

p=2.35σ=2.35*8=18.8мм.

Толщина ребер основания корпуса.

m=(0.85¸1)σ=(0.85¸1) 8=6.8¸8мм.

Толщина ребер крышки.