Курсовая работа: Расчет электрического привода

где – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого колеса до приработки зубьев /3, с. 137/;

– коэффициент вида зубьев;

– для прямых зубьев.

мм.

Определим внешний окружной модуль для колес с прямыми зубьями по формуле

3.3.4 Основные геометрические параметры передачи

Углы делительных конусов:

колеса ;

шестерни .

Конусное расстояние:

внешнее мм;

среднее мм.

Внешний делительный диаметр шестерни

мм.

Внешние диаметры вершин зубьев шестерни и колеса

мм;

мм.

Средние делительные диаметры

мм;

мм.

где – коэффициент ширины зубчатого венца.

3.3.5 Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила на среднем диаметре

Н.

Осевая сила на шестерне

Н,

где – угол профиля зуба.

Радиальная сила на шестерне

Определим среднюю окружную скорость колес

м\с.

Степень точности передачи – 8, т.к. /3, с. 137/.

3.4 Проверочный расчет по допускаемым напряжениям

3.4.1 Проверочный расчет передачи на контактную выносливость

где – коэффициент нагрузки.

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

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

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.