Машиностроение \ Детали машин

Расчет привода при выбранном электродвигателе АИР112М4

Страницы работы

39 страниц (Word-файл)

Посмотреть все страницы

Скачать файл

Фрагмент текста работы

Найдем передаточные числа тихоходной и быстроходной передач:

1.3 Определение моментов и частот вращения валов

Крутящий момент на первичном валу рассчитаем по формуле:

[нм]

где - частота вращения вала электродвигателя.

с^-1,

тогда

нм

Рассчитаем крутящий момент на втором валу:

[нм],

На третьем валу

[нм], где - КПД цилиндрической передачи, принимаемый равным 0.96

нм.

Крутящий момент на выходном валу:

нм.

Определим частоты вращения на первичном, вторичном и выходном валах:

2 Расчет зубчатой передачи

2.1 Выбор материала цилиндрических зубчатых колес

HB350

HB_ш>HB_к 30…50

Принимаем:

Для колеса: Сталь 45 HB 235262

Для шестерни: Сталь 45 HB 269302

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

и напряжений изгиба

Допускаемые контактные напряжения определяют по формуле:

, где - коэффициент запаса прочности, принимаемый равным 1,2 для зубчатых колес с поверхностным упрочнением, - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, принимаемый равным 1, - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости, принимаемый равным 1, - предел контактной выносливости, - коэффициент долговечности.

Предел контактной выносливости для шестерни и колеса соответственно найдем по формуле:

МПа

Коэффициент долговечности равен:

Найдем допускаемые контактные напряжения:

МПа

Допускаемые напряжения изгиба определяют по формуле:

, где - коэффициент запаса прочности, принимаемый равным 1,7, - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, принимаемый равным 1, - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, принимаемый равным 1, - предел выносливости, - коэффициент долговечности, принимаемый равным 1.

Предел выносливости найдем по формуле:

МПа,

МПа, тогда допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса соответственно будут равны:

МПа

Найдем допускаемое напряжение:

МПа

2.3.1 Проектный расчет тихоходной пары

Найдем межосевое расстояние:

, где знак «+» относится к внешнему зацеплению, знак «-» - к внутреннему;

- вращающий момент на шестерни; - передаточное число.

Коэффициент принимают в зависимости от поверхностной твердости зубьев шестерни и колеса. В нашем случае коэффициент будет равен 10.

Подставив значения, получим:

мм

Окружную скорость вычисляют по формуле:

Уточняют предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле:

, где коэффициент принимаем равным 450 , поскольку имеем прямозубые колеса; - коэффициент ширины, который принимается из ряда стандартных чисел в зависимости от положения колес относительно опор, в нашем случае .

Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность

Коэффициент учитывает внутреннюю динамику нагружения. Значение принимают в зависимости от степени точности передачи по нормам плавности, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей. В нашем случае коэффициент будет равен 1,06.

Коэффициент учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий и находится по формуле:

, где - коэффициент, учитывающий приработку зубьев, его значение находят в зависимости от окружной скорости для зубчатого колеса с меньшей твердостью. В нашем случае коэффициент будет равен 0,53.

Значение коэффициента принимают в зависимости от коэффициента , который находится по формуле:

Тогда коэффициент будет равен 1,07.

Найдем коэффициент :

Коэффициент , учитывающий распределение нагрузки между зубьями принимаем равным 1, тогда

Найдем уточненное предварительно найденное значение межосевого расстояния:

мм

Значение межосевого расстояния принимаем равным 160 мм.

Модуль передачи m принимаем равным 2,5 мм.

Суммарное число зубьев

Угол наклона зубьев в нашем случае равен 0, тогда

Значение принимаем равным 128.

Число зубьев шестерни

Значение принимаем равным 25.

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

Делительные диаметры шестерни и колеса соответственно:

мм

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев колес:

;

, где и - коэффициенты смещения у шестерни и колеса; - коэффициент воспринимаемого смещения; - делительное межосевое расстояние, которое находится по формуле:

коэффициент воспринимаемого смещения будет равен:

тогда диаметры окружностей вершин и впадин зубьев колес:

мм;

мм.

Найдем ширину колеса:

мм,

Принимаем мм.

2.3.2 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное значение контактного напряжения

где для прямозубых передач, тогда

МПа

, значит ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.

2.3.3 Силы в зацеплении

Окружная

н;

Радиальная

н;

Осевая

2.3.4 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

в зубьях колеса

в зубьях шестерни

, где - коэффициент нагрузки; - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, выбираемый по таблице в зависимости от количества зубьев; - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба, для прямозубой передачи ; - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, в нашем случае .

Принимаем: ; .

Коэффициент нагрузки по напряжениям изгиба

Коэффициент учитывает внутреннюю динамику нагружения, его значение принимают в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей. В нашем случае коэффициент будет равен 1,56.

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, найдем по формуле

- коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями, определяют так же, как при расчетах на контактную прочность: .

Вычислим коэффициент нагрузки по напряжениям изгиба

Найдем напряжения изгиба в зубьях колеса

МПа,

в зубьях шестерни

МПа.

Напряжения изгиба не превышают допускаемых.

2.3.5 Проверочный расчет на прочность зубьев

при действии пиковой нагрузки

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение не должно превышать допускаемое напряжение :

;

МПа,

Найдем допускаемое напряжение :

МПа;

Напряжения при пиковой нагрузки не превышают допускаемых.

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение не должно превышать допускаемое напряжение :

;

МПа,

Допускаемое напряжение находят по формуле:

, где - предел выносливости при изгибе; - максимально возможное значение коэффициента долговечности(2,5 – для сталей с поверхностной обработкой); - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки (в случае единичных перегрузок ); - коэффициент запаса прочности (обычно ).