Курсовая работа: Расчет электрического привода

где    – коэффициент, учитывающий неравномерность распределение нагрузки между зубьями; 

 – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении;

 – для прямозубых передач /3, с. 134/.

 /3, с. 138/;

.

 МПа – что допустимо.

3.4.2 Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

Целью расчета является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя при действии пикового момента /1, с. 26/.

 МПа

прочность обеспечена.

Здесь – предел текучести материала /1, с. 12/.

3.4.3 Проверочный расчет передачи на выносливость при изгибе

,

где    – коэффициент формы зубьев колеса;

 – коэффициент нагрузки.

Эквивалентное число зубьев прямозубого колеса

;

 /3, с. 143/;

.

 – для прямозубых передач грубее 7-й степени точности.

Для прирабатывающейся косозубой передачи  находим по формуле

,

 /3, с. 137/;

;

 /3, с. 138/.

.

 МПа

что допустимо.

Для шестерни

;

 /3, с. 143/;

 МПа

что допустимо.

3.4.4 Проверка зубьев колес не статическую прочность по кратковременно действующим пиковым моментам

Целью расчета является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения зубьев при действии пикового момента /1, с. 26/.

Допускаемое напряжение вычисляют в зависимости от вида термической обработки и возможной частоты приложения пиковой нагрузки

,

где    – максимально возможное значение коэффициента долговечности стали при улучшении;

 – коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки.

 МПа

прочность обеспечена.

3.5 Проверочный расчет передачи при помощи ПК «Компас»

Программный комплекс «Компас» осуществляет геометрический и проверочный расчет различных передач. Расчеты осуществляются по ГОСТ. В программе имеется возможность ввести данные, полученные ручным путем, для проверки существования зацепления. В результате расчета выявлено, что зацепление с найденными параметрами существует (рис. 3.5.1).

4. Расчет открытой цилиндрической передачи

Индексы валов привода, которые предложены в кинематическом расчете, поменяем следующем образом, вал, который является быстроходным в передаче, будет иметь индекс «1», а тихоходный – индекс «2», это связано с удобством ведения расчета.

Открытые зубчатые передачи не рассчитываются на выносливость поверхностей зубьев по контактным напряжениям, так как в этих передачах процесс абразивного износа поверхностей зубьев происходит быстрее, чем процесс их выкрашивания от возникающих в поверхностных слоях материала переменных контактных напряжений. Расчет открытой цилиндрической передачи проведем по методики предложенной /3/ с рекомендациями по расчету открытых зубчатых передач /4/.

4.1 Материалы зубчатых колес и способ упрочнения зубьев

С целью сокращения номенклатуры материала для шестерни и колеса выбираем одну и ту же сталь – 40Х.

Назначаем для шестерни и колеса твердость рабочих поверхностей зубьев – НB 300 /3, с. 129/ с термической обработкой – улучшение.

4.2 Определение допускаемых напряжений

Расчет зубчатых передач на прочность выполняют по допускаемым контактным  и изгибным  напряжениям. Эти напряжения определяют по зависимостям, приведенным в ГОСТ 21354-87, но без ряда коэффициентов, в большинстве случаев равных или близких единице /3, с. 130/.

4.2.1 Допускаемое контактное напряжение

Допускаемое контактное напряжение, не вызывающее опасной контактной усталости материала

,

где    – предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов  перемены напряжений, МПа;

 – минимальный коэффициент запаса прочности;

 – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи.

 МПа /3, с. 132/;

 – для зубчатых колес с одинаковой структурой материала при улучшении;

 – для длительно работающей передачи (с ресурсом  ч).

 МПа.

4.2.2 Допускаемое изгибное напряжение

Допускаемое напряжение изгиба при расчете на прочность

,

где    – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений и определяемый экспериментально на основе кривых усталости /3, с. 132/, МПа;

 – минимальный коэффициент запаса прочности;

 – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;

 – коэффициент долговечности.

 МПа /3, с. 132/;

 – для зубчатых колес, изготовленных из паковок;

 – при одностороннем приложении нагрузки;

 – для длительно работающей передачи (с ресурсом  ч).

 МПа.

4.3 Определение параметров передачи

4.3.1 Межосевое расстояние

Из условия сопротивления контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев /3, с. 136/

,

где    – вспомогательный коэффициент;

 – для прямозубых передач;

 – номинальный вращающий момент на колесе, Hм;

 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии до приработки зубьев;

Коэффициент  принимаем в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев, расположения опор и коэффициента  /3, с. 136/.

Коэффициент ширины венца зубчатого колеса цилиндрической передачи относительно диаметра

;

Коэффициент ширины венца зубчатого колеса цилиндрической передачи относительно межосевого расстояния /3, с. 139/ ;

;

;         

 мм.

Принимаем до стандартного ближайшего значения /3, с. 139/

 мм.

4.3.2 Ширина венца зубчатых колес

Ширина венца зубчатого колеса определим

 мм;

Принимаем  мм /3, с. 539/;

Для компенсации неточностей установки колес ширину венца шестерни  принимаем на 3..5 мм больше ширины колеса

 мм.

4.3.3 Модуль

Из условия сопротивления изгибной усталости /3, с. 140/

;             

где    – вспомогательный коэффициент;

 – для прямозубых передач /3, с. 140/;

 мм.

В открытых передачах расчетное значение модуля увеличивают не менее 30% из-за повышенного изнашивания зубьев /4, с.62/, поэтому примем

 мм /3, с. 140/.

4.3.4 Числа зубьев передачи

Суммарное число зубьев для прямозубых передач

;

Число зубьев шестерни

.       

Число зубьев колеса

.

Определим фактическое передаточное отношение

не сходится с предыдущим принятым значением, поэтому проверим его отклонение по формуле /4, с. 63/

;

 – что допустимо.

Проверяем значение межосевого расстояния

 мм

значение сходится с предыдущим принятым значением, что исключает нарезку зубьев со смещением.

4.3.5 Диаметры передачи

 мм – делительный диаметр для прямозубой шестерни;

 мм – делительный диаметр для прямозубого колеса;

 мм – диаметр вершин шестерни;

 мм – диаметр впадин шестерни.

 мм – диаметр вершин колеса;

 мм – диаметр впадин колеса;

Окружная скорость в зацеплении

 м/с;

Для редуктора общего пользования назначаем степень точности – 9 /3, с. 137/.

4.3.6 Силы, действующие в зацеплении

 Н – окружная сила;

 Н – радиальная сила,

где    – угол зацепления для передач без смещения.

4.4 Проверочный расчет по допускаемым напряжениям

4.4.1 Расчет зубьев на прочность при изгибе

Для колеса /3, с. 143/

,

где    – коэффициент нагрузки;

.

 – для прямозубых передач /3, с. 134/;

Для прирабатывающейся косозубой передачи  находим по следующей формуле

;

где    /3, с. 137/;

 – при умеренных колебаниях нагрузки;

;

 /3, с. 138/;

;

 – коэффициент формы зуба колеса /3, с. 143/;

 – коэффициент наклона линии зуба для прямозубых передач.

 МПа

прочность обеспечена.

Для шестерни

 МПа

прочность обеспечена.

4.4.2 Проверка зубьев колес не статическую прочность по кратковременно действующим пиковым моментам

Целью расчета является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения зубьев при действии пикового момента /1, с. 26/.

Допускаемое напряжение вычисляют в зависимости от вида термической обработки и возможной частоты приложения пиковой нагрузки

,

где    – максимально возможное значение коэффициента долговечности стали при улучшении

 – коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки.

 МПа

прочность обеспечена.

4.5 Проверочный расчет передачи при помощи ПК «Компас»

В результате расчета выявлено, что зацепление с найденными параметрами существует (рис. 3.5.1).

5. Расчет открытой клиноременной передачи

Индексы валов привода, которые предложены в кинематическом расчете, поменяем следующем образом, вал, который является быстроходным в передаче, будет иметь индекс «1», а тихоходный – индекс «2», это связано с удобством ведения расчета.

Расчет цепной передачи произведем при помощи программного комплекса «Компас», который позволяет делать проектный и проверочный расчет. Для расчета исходных данных воспользуемся методикой расчета цепных передач /4/.

5.1 Предварительный расчет геометрических параметров

Выбор сечения ремня произведем по номограмме /4, с. 86/ в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом и его частоты вращения. При этом учтем то, что клиновые ремни нормального сечения О применять только для передач мощностью до 2 кВт.

При  кВт и  об/мин примем ремень узкого сечения типа УО.

Минимально допустимый диаметр ведущего шкива определим в зависимости от крутящего момента на ведущем шкиве и выбранного сечения ремня.

При  Нм и типе ремня УО примем

 мм.

В целях повышения сроков службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы с диаметром  в 1..2 раза больше  из стандартного ряда /4, с. 448/.

Предварительно примем

 мм.

Диаметр ведомого шкива

,

где    – коэффициент скольжения.

 мм.

Примем  мм /4, с. 448/.

Фактическое передаточное число передачи

.

Проверим отклонение фактического передаточного числа от заданного заранее

не превышает допустимое отклонение.

Ориентировочное межосевое расстояние

,

где    – высота сечения клинового ремня, мм.

 мм – для ремня типа УО.

 мм.

Далее расчет произведем в программном комплексе «Компас».

5.2 Проектный расчет

Рисунок 5.1.1 – Геометрический расчет

5.3 Проверочный расчет

Рисунок 5.2.1 – Проверочный расчет

В результате расчета при помощи программного комплекса «Компас» получены геометрические параметры, которые позволяют передаче быть работоспособной.

Сила давления комплекта клиновых ремней на вал /4, с. 97/

,

где    – угол обхвата ремнем ведущего шкива, град;

 – количество клиновых ремней (рис. 5.1.1);   

 – сила предварительного натяжения одного клинового ремня, Н.

что допустимо для клиновых ремней.

,

где    кВт – мощность на ведущем шкиве;     

 м/с – окружная скорость ремня (рис. 5.1.1);

 – коэффициент угла обхвата на меньшем шкиве;

 – коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы; 

 /4, с. 82/.

 – при односменной работе и нагрузке с умеренными колебаниями.

 Н.

 Н.

6. Схема нагружения привода

Схему сил действующих в приводе (рисунок 6.1) вычертим по рекомендациям /4, с. 105/.

Рисунок 6.1 – Схема нагружения привода

Для удобства просмотра значений сил, возникающих в передачах привода с учетом индексирования, принятым для привода, составим таблицу 6.1

Таблица 6.1 – Значения сил передач привода (значения в Н)

7. Разработка чертежа общего вида редуктора

7.1 Выбор материала вала

В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х, одинаковые для быстроходного и тихоходного вала /4, с. 110/.

Страницы: 1, 2, 3