W=3^. 2-2^. 3=0; 2 класс, 2 порядок.

2) Формула структурного анализа механизма пресса.

2кл.2пр.(3-4)

1кл.1пр.(1-2)

2кл.2пр.(5-6)

Весь механизм: 2 класс, 2 порядок.

1.4 Приведение сил производственных сопротивлений к валу кривошипа

Механизм машинного агрегата - многозвенная система, нагруженная силами и моментами, приложенными к различным её звеньям. При построении модели механизма, все силы и моменты, приложенные к нему, оказываются приведенными к одному звену - звену кривошипа и замененные суммарным приведенным моментом.

Силами производственных сопротивлений являются силы давления прессуемого образца на пресс. Они характеризуются средним постоянным удельным давлением Р.

Сила постоянного давления на пресс определяется по формуле:

2. ПРИВОД

2.1 Выбор электродвигателя

Находим мощность движущих сил по формуле:

P_CD =P_СП /h

Где P_СП – мощность сил производственных сопротивлений

P_СП =Т_ПР.СПР. w_К /1000кВт

h - КПД машинного агрегата без учёта потерь в двигателе

h=h_и.м. h_р

гдеh_р - КПД одного редуктора,

h_и.м =0,7 (исполнительного механизма)

n_p =1-[m(Y₂ + Y₃ )+mYn]

где m=2 число зубчатых пар,

n=3 число пар подшипников,

Y₂ + Y₃ =0,02…0,05 – сумма коэффициентов потерь одной зубчатой пары

Yn=0,005…0,01 – коэффициент потерь в одной паре подшипников

n_p =1(2^. 0,035+3^. 0,0075)=0,9075

Определяем мощность электродвигателя:

Р_ЭЛ =2698,84^. 1,2=3238=3,3 кВт

По таблице 2.2(1) по требуемой мощности Р_ТР =3,3 кВт выбираем электродвигатель трёхфазный короткозамкнутый, закрытый, обдуваемый двигатель серии 4А с синхронной частотой вращения 3000 об/мин 4А90L2У3 и скольжением 3,3% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения

2.2 Общее передаточное отношение

Общее передаточное отношение находим по формуле:

где n_вых частота вращения вала кривошипа

2.3 Выбор схемы редуктора

Наиболее распространена развёрнутая схема

Рис. 6

Они весьма технологичны, имеют малую ширину. Допускают лёгкую и рациональную комбинацию с редукторами типов Ц, Ц3, КЦ, КЦ 2, ЧЦ.

Рекомендуемый диапазон передаточных отношений U=8…40

2.4 Разбивка общего передаточного отношения

Выбор максимальных передаточных отношений для цилиндрического редуктора с целью получения минимальных габаритных размеров выполняем по следующей рекомендации.

На быстроходной ступени

2.5 Расчёт тихоходной ступени

Передаточное отношение U_Т =4,73.

Угловая скорость колеса w_КР =9,42 рад/с,

Время работы L=20000ч.

T_{1 T} – вращательный момент на шестерне тихоходной ступени, Н^. м

T_{1 T} = T_{2 T} /U_T

T_{2 T} – вращающий момент на тихоходной ступени

Р_2Т – мощность , передаваемая колесом тихоходной ступени ,кВт

Р_2Т =Р_CD ^. n_p

w_{2 T} =w_к – угловая скорость тихоходной ступени

2.5.1 Выбор материала и термической обработки

Примем для шестерни и колеса сталь 40Х и следующий вариант термической обработки:

Шестерня – улучшения НВ=302

Колесо – улучшения НВ=269

2.5.2 Допускаемые напряжения

Допускаемые контактные напряжения при расчёте на выносливость определяем по формуле:

где S_H – коэффициент безопасности S_H =1,1

К_HL коэффициент долговечности К_HL =1

- базовый предел контактной выносливости зубьев НВ< 350 находим из выражения

МПа для колёс и шестерни

[s_{H 1} ]=6.74/1.1=612.73 МПа

[s_{H 2} ]=608/1,1=552,73 МПа

Среднее допускаемое напряжение

[s_H ]=0,45*( [s_{H 1} ]+ [s_{H 2} ])=0,45(612,73+552,73)=524,6 МПа

Это значение не должно превышать

1,25^. [s_{H 2} ]=1,25^. 552,73=663,28 МПа

663,28 МПа>524,6 Мпа

Требуемое условие выполнено

Допускаемое напряжение изгиба определяем по формуле

[s]_F =K_FL [s]_F

K_FL - коэффициент долговечности,

При N= 4^. 10⁶ , где m –показатель степени в уравнении кривой усталости m=6 для термической обработки улучшения

N_{F 0} =4^. 10⁶ – число циклов перемены напряжения для всех сталей , соответствующих пределу выносливости. N- число циклов переменных напряжений за весь срок службы

Допускаемое напряжение изгиба , соответствующее числу циклов 4^. 10⁶

Для колеса

[s]_{F 02} =1,03^. НВ_СР =1,03^. 285=293,55 МПа

Для шестерни

[s]_{F 01} =310 МПа при m<3мм

2.5.3 Межосевое расстояние

Межосевые расстояния рассчитываем по формуле:

где К_а - безразмерный коэффициент для косозубых колёс К_а =4300,

j_ba – коэффициент ширины венца колеса

j_ba =0,4 – принимаем в зависимости от положения колёс относительно опор при несимметричном положении.

К_HB – коэффициент концентрации нагрузки , принимают в зависимости от коэффициента j_ba

j_bd =0,5j_ba (U_m +1) – коэффициент ширины шестерни относительно диаметра .

j_bd =0,5^. 0,4^. (4,7+1)=1,146

По таблице 7.7(3) К_HB =1,05

Округляем до стандартного значения из ряда 1 a_w =125мм

2.5.4 Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр

Ширина венца колеса

b_{2 m} =j_ba a_{w T}

b_{2 m} =0,4^. 125=50 мм

2.5.5 Модуль передачи

К_m – вспомогательный коэффициент

К_m =5,8 – для косозубой передачи

Округляя, принимаем из первого ряда m_T =1,25 мм

2.5.6 Угол наклона и суммарное число зубьев

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колёс

cos_{b min} =cos 8 =0,9902

Суммарное число зубьев

Округляем в меньшую сторону до целого Z_S =198

Определяем действительные значения

b_m =8,11

cos b_m =cos 8,1 =0,99

tg b_m =tg8,1 =0,142

2.5.7 Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

где Z_{1 min} =17cos³ bдля косозубых колёс

Округляя в ближайшую сторону Z_{1 min} =35

Число зубьев колеса

Z₂ =Z_S - Z₁

Z₂ =198-35=163

2.5.8 Фактическое передаточное число

Отклонение от заданного передаточного числа

2.5.9 Диаметры колёс

шестерни

колеса

d_{2 m} =2a_w -d₁

d_{2 m} =2^. 125-35,35=214,65 мм

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев d_f

шестерни d_{a 1} =d₁ +2m

d_{a 1} =35,35+2^. 1,25=39,85 мм

d_f1m =35,35-2.5^. 1,25=32,225 мм

колеса

d_{a 2Т} =d₂ +2m

d_{a 2Т} =214,65+2^. 1,25=219,15 мм

d_{f 2 m} =d₂ -2,5m

Ширина венца колеса

b_{2 T} =j_bd ^. d₁ =1,146^. 35,35=40,511 мм

Примем b_{2 T} =42 мм

Ширина венца шестерни

b₁ = b₂ +4=42+4=46 мм

2.5.10 Силы в зацеплении

Окружная

Радиальная

где стандартный угол a =20⁰

tga=0,364

Осевая

F_a =F_t tgb

F_aT =2427,208^. 0,142=344,66 Н

2.5.11 Проверка зубьев колёс по напряжению и по контактным напряжениям

Расчётное напряжение изгиба в зубьях колеса

Окружность вращения колеса

U=0,5^. w₂ ^. d₂

U_{2 m} =0,5^. 9,42^. 0,21465=1,011 м/с

В зависимости от окружной скорости вращения колёс по таб. 2.4(3) принимаем степень точности передач 9 , определяем K_FA =1

Коэффициент Y_B вычисляем по формуле

Значение коэффициента K_FB принимаем по таб. 2.5.(3), после вычисляем

j_bd =0,5^. j_ba (U_T +1)

j_bd =0,5^. 0,4^. (4,73+1)=1.146

Значение коэффициента K_{F В} принимаем по таблице 2.5(3) K_{F В} =1,3

Значение коэффициента K_FV для косозубых колёс при твёрдости зубьев £НВ350 принимают K_FV =1,2

Коэффициент формы зуба Y_{F 2} принимают после вычисления Z_{v 2}

по таблице 2.6.(3) Y_{F 2} =3.61

что меньше [s₂ ]_{F 2} =293,55 МПа, следовательно, прочность на изгиб зубьев колёс обеспечена.

Расчётное напряжение изгиба в зубьях шестерни

где коэффициент Y_{F 1} находим после вычисления Z_{v 1}

по табл. 2.6.(3) Y_{F 1} =3,70

что меньше [s]_{F 1} =310МПа, следовательно, прочность на изгиб зубьев шестерни обеспечена.

где K_H – коэффициент распределения нагрузки между зубьями , для косозубых колёс K_H =1,1, K_H – принимают по табл. 2.3(3) K_H =1,16, K_HV –коэффициент динамической нагрузки, который для косозубых колёс при твёрдости зубьев £ НВ 350, K_HV =1,05

что меньше [s]_H =655,65^. 10⁶ Па, следовательно, прочность колёс по контактным напряжениям обеспечена

Рис.10

содержание   ..  285  286  287   ..