Основы проектирования и конструирования машин

P_Mи4=Ми₄/l_ef=169.9/1.9=89.4 (Н)

Уравновешивающую  силу P_у  находим из уравнения равновесия в виде моментов относительно полюса p плана скоростей развернутого на 90 градусов:

åM_p= +P_у *<pb>-G₁*<h_G1>-G₂*<h_G2>-G₃*<h_G3>-G₄*<h_G4>-G₅*<pf>-Ри₂*<h_Pи2>-Ри₃*<h_Pи3>-Ри₄*<h_Pи4>-Ри₅*<pf>+P_c*<pf>+P_Mи2*<bc>-P_Mи3*<pc>-P_Mи4*<ef>=0;

P_у=(44.1*57+196*60+147*11+186.2*2+176.4*41+1924*20+622*15+1127*37+923*41-2000*41-27*150+103.6*30+89.4*5)/150;

P_у =603 (Н)

     Сравним  силу P_у полученной методом планов сил и P_у  найденной методом рычага Жуковского с помощью определения относительной погрешности в расчетах:

p=(P_у-P_у )/P_у*100%=(635-603)/635*100%=1.82%

     Значение  уравновешивающей силы найдено  верно, т.к. погрешность находится  в допустимом интервале значений. 

Выбор двигателя. Кинематический расчет привода 

    Дано: крутящий момент (T₂) и частота вращения (n₂) на выходном валу привода (по исходным данным программы):

T₂ = 800 (Н*м) ,

n₂ = 160 (об/мин) ,

переводим n₂ в радианы: w₂ = p * n₂  / 30 = 3.14 * 160 / 30 = 16.7 (рад/c)

    Находим мощность на валу кривошипа:

N₂ = T₂ * w₂ = 800 * 28 = 13360 (Вт) ,

где w₂ - угловая скорость кривошипа.

    Определяем  общий коэффициент полезного  действия (кпд) привода:

h = h_о * h_з * h_пⁿ = 0.95 * 0.98 * 0.99³ = 0.9,

где h_о - кпд открытой передачи (плоскоременная);

h_з - кпд цилиндрической зубчатой передачи;

h_п = 0.99 - кпд пары подшипников качения;

показатель  степени n=3 - число пар подшипников.

    Находим требуемую мощность двигателя:

N_{дв треб} = N₂ / h = 13360 / 0.9 = 14844.4 (Вт)

    В результате многовариантного кинематического  расчета (по программе) с частотами  вращения электродвигателя 3000 об/мин, 1500 об/мин и 1000 об/мин выбран электродвигатель марки 4AC100S4У3 со следующими характеристиками:

    N_ном = N_дв = 14 кВт - номинальная мощность;

    n_ном = n_дв = 1500 об/мин - номинальная частота вращения.

    Находим передаточное число привода:

u = n_дв / n₂ = 1500 / 160 = 9.38

где n_дв = n_ном – номинальная частота вращения вала двигателя;

n₂ – частота вращения вала кривошипа. 
 
 
 
 
 

Производим разбивку передаточного числа привода, руководствуясь равенством:

              u = u₁ * u₂,

где u₁ – передаточное число открытой передачи;

u₂ – передаточное число закрытой передачи (редуктора).

Передаточное  число редуктора принимаем u₂ = 2.8,

тогда передаточное число открытой передачи:

u₁ = u / u₂ = 9.38 / 2.8 = 3.35

Определяем  основные силовые и кинематические параметры привода:

Частоты вращения валов:

n_дв = 1500 (об/мин)

n₁ = n_дв / u₁ = 1500 / 3.35 = 447.8 (об/мин)

n₂ = n₁  / u₂ = 447.8 / 2.8 = 160 (об/мин)

Угловые скорости валов:

w_дв = p * n_дв / 30 = 3.14 * 1500 / 30 = 157 (рад/c)

w₁ = p * n₁ / 30 = 3.14 * 447.8 / 30 = 46.9 (рад/c)

w₂ = p * n₂ / 30 = 3.14 * 160 / 30 = 16.7 (рад/c)

Вращающие (крутящие) моменты:

T_дв = N_дв / w_дв = 1500 / 157 = 89.2 (Н*м)

T₁ = T_дв * u₁ * h_о = 89.2 * 3.35 * 0.95 = 283.9 (Н*м)

T₂ = T₁ * u₂ * h_з = 283.9 * 2.8 * 0.98 = 779 (Н*м)

Таблица 2. Силовые и кинематические параметры  привода

 

Выбор материала зубчатой передачи.

Определение допускаемых напряжений 

    Для колес редуктора выбран материал – Сталь 40X, т.к. в настоящее время  сталь является основным материалом для изготовления зубчатых колес. Применение сталей без термообработки недопустимо, поэтому назначаем термообработку – улучшение.

    По  результатам расчета и выбора программы имеем:

    ШЕСТЕРНЯ: прокат, Сталь 40X, термообработка УЛУЧШЕНИЕ, твердость 280 HB.

    КОЛЕСО: прокат, Сталь 40X, термообработка УЛУЧШЕНИЕ, твердость 250 HB.

    Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность (по расчетам программы): [s]_H = 320 (МПа).

    Допускаемые напряжения при расчетах на изгиб  зубьев (по расчетам программы): [s]_F = 170 (МПа).

Расчет  закрытой цилиндрической зубчатой передачи 

    Определяем  главный параметр – межосевое  расстояние a_w:

      
 

где K_a – коэффициент (для косозубых колес K_a = 43);

- коэффициент ширины венца  колеса;

u₂ – передаточное число привода;

T₂ – вращающий момент на тихоходном валу редуктора;

Таблица 3. Стандартные значения межосевого расстояния

      

    Полученное  значение межосевого расстояния округляем  в большую сторону до ближайшего числа в таблице, получая a_w = 200 мм.

    Нормальный  модуль зацепления определен по расчетной  программе из стандартного ряда (см табл.) m = 3 (мм).

Таблица 4. Стандартные значения модуля

      

     Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

      

где = 10.44° – угол наклона зубьев к оси зубчатого колеса (по расчетной программе).

Полученное  значение округляем в меньшую  сторону до целого числа, = 131.

Определяем  число зубьев шестерни:

131 / (2.8 +1) = 34.47 (шт.)

Полученное  значение z₁ округляем до ближайшего целого числа, z₁ = 34. 

Определяем  число зубьев колеса:

131 - 34 = 97 (шт.)

Таблица 5. Расчет основных геометрических параметров передачи:

      

Расчет  валов 

    Расчет  валов производится в два этапа: 1-й проектный (приближенный) расчет валов на чистое кручение; 2-й проверочный (уточненный) расчет валов на прочность  по напряжениям изгиба и кручения.

    Редукторный вал представляет собой ступенчатое  цилиндрическое тело, количество и  размеры ступеней которого зависят  от количества и размеров установленных  на вал деталей. Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические параметры каждой ступени  вала: ее диаметр d и длину L.