9.4. Содержание задания.

В задании дается схема механизма какой-либо машины (на­пример, тестомесильной, взбивальной, любой другой), либо предла­гается проанализировать ряд механизмов какой либо машины, обосновать выбор одного из них или предложить новый и провести разработку какого-либо элемента этой схемы. Найти необходимую мощность привода, подобрать двигатель, найти общее передаточ­ное число привода (расположенного между двигателем и ведущим валом рабочей машины), рассчитать и сконструировать какую-либо ступень этого привода.

9.4.1. Пример выполнения курсового проекта. Рассмотрим кратко пример выполнения курсового проекта. На рис. 117 (а, б, в) показан ряд схем механизмов тестомесильной машины. Не вдаваясь в детальный анализ, выберем механизм «в», как наиболее динамически уравновешенный Поставив задачу cпpoектировать привод к этой машине или какое-либо элемeнт его. На­пример, зубчатый редуктор.

Рис.117

Итак, требуется спроектировать зубчатый редуктор, как элемент привода тестомесильной машины, показанной па рис. 118. Исходные данные приведены там же. Порядок работы может быть, на­пример, следующий:

Рис.118

9.4.1.1. Вычерчиваем в выбранном масштабе μ_s [м/мм] ряд последовательных, достаточно близко отстоящих друг or друга поло­жений механизма (8 ÷ 12), охватывающих весь цикл работы (холостой и рабочий периоды). Строим траекторию рабочего органа механизма, к которому приложена сила полезных сопротивлений (в данном механизме точка «С»). Строим 8 планов скоростей для опре­деления скорости этой точки, рис. 11 Скорость V точки «А» будет V_A=ω₁*l_OA=6*0,2=1,2 м/c. Чертежное значение V_A берем равным 20 мм (можно взять и другое), тогда масштаб скорости будет

Рис.119

Проводим из выбранной точки, называемой полюсом p_V, в каждом положении точки «А» скорость этой точки в виде отрезка длиной 20 мм. Скорость точки «В» определится из векторного ра­венства

Скорость , а направление полной скорости V_B точки "В" из условия симметрии совладает с прямой «ВО». Таким образом, конец вектора скорости точки «Б» найдется на пересечении направлений V_BA и V_B. Обозначая точку пересечения через «в» и соединив точку «в» с полюсом плана р_V , найдем чертежное значение . Точку «с» (конец вектора V) найдем, пользуясь «изобразительным свой­ством» плана скоростей (подобие фигур на плане скоростей и плане механизма).

Соединяя т. «С» с полюсом плана, получим чертежное значение . Действительное значение скорости т. «С» будет . Эти значения сведены в таблицу 1.

9.4.1.2. Определим для каждого положения механизма приве­денное к ведущему валу O₁ мгновенное значение момента сил по­лезного сопротивления

где - значение силы, соответствующее данному положению механизма, - скорость точки приложения этой силы.

Например, для первого (отмеченного цифрой 1) положения т. «А»

Аналогично

Значения сводим в таблицу 2

Таблица 2.

Сi	С1	С2	С3	С4	С5	С6	С7	С8
	7,0	10,9	33,3	38,6	5,8	20,4	29,2	26,8

и выбрав масштабы μ_T и μ_φ , вычерчиваем график , рис.120. Масштаб μ_T определим так: пусть каждый миллиметр ординаты графика содержит 1 НМ действительной величины, тогда μ_T=1НМ/мм. Отрезок на оси абсцисс, соответствующий одному обороту кривошипа ОА (т.е. 2π радиан) выберем равным 80 мм и

9.4.1.3. Графическим интегрированием графика строим график работы A_ПС за весь цикл, рис.121. Так как крутящий момент двигателя является величиной постоянной и, следовательно, дви­жущий момент Т_дв на валу О₁ также будет постоянным, строится график работ движущих сил А_дв в виде прямой, соединяющей начало и конец графика А_пс(), имея в виду А_пс=А_дв.

9.4.1.4. Вернувшись к графику Т _пс() (рис.120) найдем значение движущего момента Т_дв

9.4.1.5. Теперь можно найти потребную мощность на валах O₁ (два вала O₁)

9.4.1.6. Ориентировочно определим КПД машины. Примем КПД исполнительного механизма равным 0,95; КПД зубчатого механизма - 0,98 (одного зацепления); КПД подшипников 0,89 на каждую пару. Тогда (рис.122)

(показатели степени соответствуют принятой схеме привода).

9.4.1.7. Определяется потребная мощность электродвигателя

и по ней из каталога подбирается асинхронный двигатель 80А8 мощностью 370 ватт с асинхронным числом оборотов 684 в минуту. Снимаются присоединительные размеры двигателя (d_вала, размеры фланцев, ножек).

9.4.1.8. Определяется общее передаточное число привода

где

Принимаем U_прив = 12 и разбиваем его по ступеням привода, задавшись предварительно схемой привода, достаточной для реализации этого передаточного числа. Выбираем двухступенчатую схему, т.е. привод будет состоять из двух редукторов Z₁ - Z₂- Z₃ и Z₄ - Z₅. Тогда

Примем

9.4.1.9. Теперь можно перейти к расчету и проектированию редуктора. Выберем для проектирования соосный редуктор z₁-z₂-z₃ рис. 122.

9.4.1.9.1. Выбираем материал зубчатых колес и находим допускаемые напряжения для раcчета контактной прочности [σ]_н и изгиба [σ]_н зуба. Выбираем широко распространенную машиноподелочную сталь 45. Допускаемые напряжения будут [σ]_н = 500 МПа и [σ]_f = 350 МПа.

9.4.1.9.2. Определим межосевое расстояние зубчатой пары редуктора. Схему редуктора принимаем по рис 2. z₁→z₂→z₃.

или

, где [σ]_н в МПа, Т в Нмм.

Коэффициент нагрузки "К" выбираем равным 1,3, допуская 30%-е перегрузки. Коэффициент ширины зуба ψ_а берем 0,2. Сделаем расчет для пары Z₁ - Z₂. Расчет будем вести по мощности электро­двигателя, т.к. она очень немного превышает потребную. Это, во-первых, по существу не завышает размеры передачи и, во-вторых, снимает опасность разрушения зубцов от случайных значительных перегрузок (что может произойти при значительной избыточной мощности двигателя). Тогда (опуская КПД)

.

Так как оси колес Z₁ и Z₂ должны совпадать, то должно соблюдаться так называемое условие соосности или , то .

Подставляя все в a_w получим

Принимаем это значение. Можно было бы для контроля сделать расчет пары z₁-z₃. Предоставляем это учащемуся.

9.4.1.9.3. Определим диаметры делительных окружностей колес d_w1 и d_w2 из условия

Так как d_w2 = d_w1 *U₁₂, то

и .

Диаметр третьего (большого) колеса с внутренними зубьями будет

.

Проверим соосность передачи (58/2)+87=(232/2)

Выбираем модуль передачи. Так как передаваемая мощность невелика, назначим модуль m=1, думая, что он будет вполне достаточным. Тогда числа зубцов колес будут

.

9.4.1.9.4. Ширина зубчатого колеса «в» будет:

9.4.1.9.5. Проведем проверку прочности зуба на изгиб

Для прямозубых колес при z₁ = 58, Y_f.= 3,75, Y_ =1, Y_= 1; К, также как и в случае контактной прочности, берем 1,3, Подставляя указан­ные величины, получаем

Мпа.

Как видим, условие соблюдается. Если оно не выпол­няется, можно пойти несколькими путями. Можно, во-первых, изме­нить материал колес, выбрав, например, вместо стали 45 более прочную легированную сталь 40ХН или 40ХНМА. Во-вторых можно увеличить модуль передачи (взяв его, скажем, 1,5, что снизит изгибное напряжение более чем в два раза). Можно увеличить число промежуточных колес (сателлитов), например, до 3-х (рис.123), что сни­зит напряжение в три раза. В последнем случае желательно колеса расположить осесимметрично (т.е. под углами 120° ), для чего долж­но быть соблюдено так называемое условие сборки. Чтобы все три колеса z₂ могли войти в зацепление с колесами z₁ и z₃ нужно, чтобы числа зубцов последних удовлетворяли условию z₁ + z₃ = К*Р , где Р - число колес z₂, К - целое число. В нашем случае при уже вы­бранных числах зубцов это условие не соблюдается и нужно подо­брать новые.

Рис.123

И, наконец, можно все оставить без изменения, согласившись с тем, что срок работы передачи будет несколько уменьшен.

Если увеличить модуль до 1,5, то размеры колес станут d_w1 =87 мм, d_w2 = 130,5 мм и d_w3 =348 мм. (При желании сохранить прежние габаритные размеры передачи можно уменьшить числа зубцов).

9.4.1.9.6. Переходим к расчету валов. В редукторе три вала d₁, d₂, и d₃. Валы d₁ и d₃ нагружены крутящими моментами t₁ и Т₃, вал d₂ крутящий момент на передает. Диаметры выходных концов валов d₁ и d₃ найдем из условия передачи крутящего момента, используя пониженные значения допускаемого напряжения [] = 20-30 Мпа (20-30 Н/мм²). Принимаем [] = 20МПа. Крутящие моменты будут

,

Тогда

Принимаем d₁= 12 мм и d₃ = 20 мм. Эпюры крутящих моментов показаны на рис. 124.

Разрабатываем конструкцию вала со всеми подробностями, для чего делается подробный эскиз привода и из него определяются линейные размеры валов (расстояния между опорами, места приложения нагрузок) и диаметры ступеней валов.

Затем определяются нагрузки на валы от зубчатой передачи F_N1 и F_N2 и проводится уточненный расчет валов на совместное действие крутящих и изгибающих моментов. Оба вала консольные и расчетные схемы при одном колесе z₂ и эпюры изгибающих моментов будут иметь вид, показанный на рис. 9. Изгиб происходит в плоскостях действия сил F_N. Вал d₂ колеса z₂ изгибается силой, равной векторной сумме двух сил F_N,. При трех сателлитах z₂ в силу симметрии валы d₁ и d₃ от изгиба разгружены. Напряжения в опасных сечениях (для d₁ и d₃ - под опорами А, для d₂ - в заделке) будут

Принимая конструктивно d₂= 16, после подстановки значений получим _d1= 40МПа, _d2 = 25 МПа, _d3 = 40 Мпа, что во всех случаях меньше допустимого значения [].

9.4.1.9.7. Подбираются подшипники для опор валов. Так как на валы действуют только радиальные силы, то следует выбрать простой шариковый радиальный подшипник. По реакциям опор валов и выбранному ресурсу работы вычисляется динамическая грузоподъемность, по которой и диаметру вала под подшипник выбирается из каталога нужный типоразмер подшипника.

9.4.1.9.8. Проектируется корпус редуктора (привода). На рис. 126 показан пример конструктивного оформления соосного редуктора.

9.4.2. Еще пример. На стр.197 (задание №25) дан вариант задания на проектирование привода к взбивальному механизму и на рис. 127 и 128 показаны конструктивные варианты привода (планетарный и обычный зубчатые механизмы). Последовательность оформления чертежа зубчатого редуктора приведена на рис. 129 – 133.