Инженерные расчеты по критериям работоспособности привода электродвигателя
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
В°л редуктора
Т3 =Т2тАвuзптАвзптАвпп , (9)
Т3 =86,61тАв5тАв0,97тАв0,99=415,86 Нм
приводной вал цепной передачи
Т4 =Т3 тАв uрптАврппп , (10)
Т4=415,86тАв3,084тАв0,95тАв0,99 = 1206 Нм
4. Расчет зубчатой цилиндрической передачи
.1 Расчет межосевого расстояния
Главный геометрический параметр цилиндрической зубчатой передачи - межосевое расстояние а (рисунок 2).
Рисунок 2 - Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи
Предварительное его значение рассчитывается из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев по формуле
, (11)
гдеТ2 - вращающий момент на валу колеса (3-й вал привода), НтАвмм;
- коэффициент концентрации нагрузки. Для прирабатывающихся колес = 1;
- коэффициент ширины колеса. Для одноступенчатого цилиндрического редуктора при симметричном расположении колес относительно опор = 0,4;
u - передаточное число зубчатой передачи, u = uзп ;
- допускаемое контактное напряжение для материала колеса, так как колесо имеет более низкую прочность по сравнению с шестерней.
Рассчитаем предварительное значение межосевого расстояния
Значение округляют до ближайшего большего значения по единому ряду главных параметров редуктора : 25, 28, 30, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400.
Принимаем а = 160 мм.
4.2 Расчет предварительной ширины колеса и шестерни
Предварительная ширина колеса и шестерни равна
0,4тАв160 = 64 мм, (12)
1,12тАв64 = 71,7 мм. (13)
Значения и округляют до ближайших стандартных значений из ряда главных параметров (см. выше): b1 =63 мм; b2 = 71 мм.
4.3 Расчет модуля зубчатых колес
Модуль зубчатых колес выбирают в следующем интервале:
m'= (0,01...0,02)тАва = (0,01.,.0,02) тАв160 = 1,6тАж3,2 мм. (14)
Для силовых передач значение модуля m должно быть больше или равно 1,0 мм и соответствовать по ГОСТ 9565-80 ряду (мм): 1,0; 1,25; 1,5; 1,75; 2,0; 2,25; 2,5; 2,75; 3,0; 3,5; 4,0; 4,5; 5,0; 5,5; 6,0. Жирным шрифтом выделены предпочтительные модуля. Выбираем модуль m = 2 мм.
4.4 Определение числа зубьев колес
Определим числа зубьев колес. Предварительное суммарное число зубьев колес вычисляют из соотношения
(15)
Предварительное значение суммарного числа зубьев желательно получить сразу целым числом, чтобы не вводить коррекцию (смещение исходного контура) зубчатых колес. Это можно обеспечить подбором модуля m в интервале по формуле (14).
Предварительное значение числа зубьев шестерни находят из соотношения
(16)
Полученные значения и округляют до ближайшего целого значения =160 и =27. Причем для обеспечения неподрезания ножки зуба прямозубой шестерни необходимо, чтобы значение было больше или равно 17. После этого вычисляют число зубьев колеса =-=160-27 = 133. (17)
Таким образом, Z2 = 133 и Z1 = 27.
4.5 Нахождение фактического передаточного числа передачи
Уточним фактическое передаточное число передачи
Uф = /=133/27 = 4,93. (18)
Для передач общемашиностроительного применения допускается отклонение фактического передаточного числа от номинального значения в пределах 4%.
4.6 Проверка прочности зубьев колес по контактным напряжениям
Проверка прочности зубьев колес по контактным напряжениям проводится по следующему условию прочности
(20)
где- коэффициент динамичности нагрузки зубьев колеса при контактных напряжениях. Он зависит от окружной скорости вращения колес V1 = V2, рассчитываемой по зависимости
(21)
4.7 Определение степени точности и значения коэффициента
Окружная скорость вращения колес определяет их степень точности по ГОСТ 1643-81 . Так при окружной скорости V2 до 2 м/с назначается 9-я степень точности, до V2 = 6 м/с -8-я степень точности, до V2 = 10 м/с- 7-я степень точности.
Значения коэффициента приведены в таблице 5.
По данным рассматриваемого примера V2 = 4,08 м/с. Этой скорости соответствует 8-я степень точности. Определим значение коэффициента по таблице 6 с помощью линейной интерполяции. Видим, что коэффициент =1,163. Действительное контактное напряжение по условию (20) равно
4.8 Определение допускаемой недогрузки передачи
Допускаемая недогрузка передачи (<[] ) возможна до 15%,
а допускаемая перегрузка (>[] ) - до 5%. Если эти условия не выполняются, то необходимо изменить ширину колеса b2 или межосевое расстояние а, и повторить расчет передачи.
Фактическая недогрузка для рассматриваемого примера составит
(22)
что меньше 15%, а значит допустимо.
Расчетное максимальное напряжение при кратковременных перегрузках не должно превышать допускаемого значения
(23)
Для рассматриваемого примера расчета передачи
4.9 Определение других геометрических размеров колес
Определим другие геометрические размеры колес, показанные на рисунке 1.
Делительные диаметры равны
d1=mтАвz1=2тАв27=54 мм, d2=mтАвz2=2тАв133=266 мм (24)
Диаметры вершин зубьев равны
da1=d1+2тАвm=54+2тАв2=58 мм,
da2=d2 +2тАвm=266+2тАв2=270 мм (25)
Диаметры впадин зубьев равны
df1 =d1 -2,5тАвm =54-2,5тАв2 = 49 мм, (26) df2=d2-2,5тАвm=266-2,5тАв2 = 261 мм
Проверим межосевое расстояние зубчатых колес
(27)
В прямозубой цилиндрической передаче при работе появляются силы в зацеплении зубьев, показанные на рисунке