Технические и подобные требования (Готовый курсовой проект неизвестного варианта (14)), страница 4

Δ_i = (| i_ф0 - i₀ | ∙ 100%)/ i₀

Δ_i = 0,649%

Условие расхождения i_ф0 и i₀ из практических рекомендаций Δ_i < 10% выполняется.

Т.к. фактические передаточные отношения отличаются на сотые доли от теоретических, при дальнейших расчётах будем пользоваться последними.

По результатам расчёта изображу кинематическую схему.

1. Силовой расчёт

Для пары подшипников скольжения [15: часть1]

η_подш = 0,96..0,98

Выбираю среднее значение η_подш = 0,97

Коэффициент перекрытия пары зубчатых колёс ε_Y = 1,5 [15: часть1, стр.70]

Коффициент трения в зацеплении сталь по стали f_тр = 0,075 (выбираю среднее значение из интервала 0,05..0,10) [15:часть1]

КПД зубчатых цилиндрических передач [15:часть1]:

ηпары ₁ = 0,992

ηпары ₂ = 0,992

ηпары ₃ = 0,992

Общий КПД [15:часть1]:

Для 1 передачи η₀₁ = η_подш ∙ η₁₂ = 0,962

Для 2 передачи η₀₂ = η_подш ∙ η₃₄ = 0,962

Для 3 передачи η₀₃ = η_подш ∙ η₅₆ = 0,962

Крутящие моменты на валах [15:часть1]:

M_j = M_j+1/(i_j ∙ η_0j)

Входной вал двигателя М_вх = 90∙10^-4 (Н∙м)

М₁ = М_вх ∙ η₀₁ ∙ i₁ = 311,688 ∙ 10^-4 (Н∙м)

М₂ = М₁ ∙ η₀₂ ∙ i₂ = 1124,415 ∙ 10^-4 (Н∙м)

Выходной вал

М_вых = М₃ = М₂ ∙ η₀₃ ∙ i₃ = 4326,747 ∙ 10^-4 (Н∙м)

Выбор материала колёс и шестерён:

Примем, что все ведущие зубчатые колеса выполнены из одинакового материала. Ведомые колеса также сделаны из одного материала, но из условия равнопрочности зубчатых колес пары следует, что материал шестерни должен быть более качественным, чем материал колеса.

Исходя из рекомендаций для прирабатывающихся передач (с твердостью рабочих поверхностей колес HB<350), назначаем для зубчатых колес разные материалы, причем твердость шестерни должна быть на 10…30 единиц больше твердости колеса.

Выбираем пару материалов: сталь 45 (для шестерен) сталь 40 (для колес).

Характеристики выбранных материалов [17: стр36-40 табл. 7-10, табл. 9.3 ГОСТ 5010-88]:

Модуль зацепления

В слабонагруженных механизмах, когда расчётные значения модулей оказываются очень малыми и их приходится округлять до некоторого постоянного значения (0,2…0,3 мм), с чем мы сталкиваемся при расчёте модуля выше, используют равномодульные передачи. [17: стр.14]

Модуль зацепления определяю из расчёта зубьев на прочность (изгибную и контактную). В проектировании ЭМП предполагается открытый тип передач. При проверочном расчёте по известной геометрии зубьев и заданным нагрузкам определяем действующее контактное напряжение σ_и и проверяем условие σ_и ≤ [ σ_и]

Расчёт на изгибную прочность проводят по наиболее нагруженной ступени редуктора. В нашем случае это ступень z₅ - z₆.

При этом модуль зацепления выбирается по менее прочному колесу зубчатой

элементарной передачи, исходя из неравенства:

____________________

m = Km∙³√(M_наг∙Yf∙K_β)/(z∙ψbm∙[σ_f])

Km = 1,4 Коэффициент для прямозубых колёс

М_наг = М₂ = 1124,415 ∙10^-4 (Н∙м) Крутящий момент, действующий на колесо

Yf Коэффициент формы зуба

K_β = 1 Kоэффициент неравномерности нагрузки по

ширине колеса

При постоянной нагрузке, скоростях < 15 м/c,

твёрдости НВ<350

ψbm = 9 Коэффициент, равный отношению ширины

зубчатого венца к модулю ψbm = 3..16

Принимаю ψbm = 9

Найду допускаемое напряжение изгиба [σ_f]

[17: стр.41 (70)]

[σ_f] = (σ_FR ∙ K_FC ∙ K_FL)/S_F

σ_FR Предел выносливости при изгибе( см. таблицу)

K_FC = 1 Коэффициент, учитывающий цикл нагружения

колеса; т.к. передача нереверсивная K_FC = 1

K_FL Коэффициент долговечности

S_f = 2,2 Коэффициент запаса прочности

[17: стр.41 (71)]

N_h = 60nlc Число циклов нагружения

n, об/мин Частота вращения зубчатого колеса

с = 1 Число колёс, находящихся одновременно

в зацеплении с рассчитываемым

l = 5000 ч Срок службы передачи; принимаю равным

сроку службы двигателя

m = 6 Показатель степени при HB<350

для шестерни №5 для колеса №6

z = 28 z = 112

Yf = 3,98 Yf = 3,75 [ 17: стр.32 табл.4]

n = 800 [об/мин] n =200 [об/мин]

N_hш = 240∙10⁶ N_hк = 60∙10⁶

Т.к. N_hк > 4∙10⁶, принимаем K_FLк = 1

N_hш > 4∙10⁶, принимаем K_FLш = 1

K_FLш = 1 K_FLк = 1

с_к = 1 с_ш = 1

[σ_F]_ш = 187 [МПа] [σ_F]_к = 178 [МПа]

(Yf/[σ_F])_ш = 0,0212 (Yf/[σ_F])_к = 0,0211

Т.к. материалы сопрягаемых цилиндрических колёс разные, то расчёт модуля ведём по колесу, для которого (Yf/[σ_F]) больше

________________________

m > 1,4∙³√(112,442∙3,98∙1)/(28∙9∙187) = 0,296 [мм]

Учитывая рекомендуемый ряд модулей, назначаем m = 0,3 [мм] [17: стр.34 табл.6]

Исходя из конструктивных и технологических соображений, назначаем на все передачи модуль m = 0,3 [мм]

Проведу расчёт на контактную прочность

Допускаемое контактное напряжение для шестерён и колёс:

[σ_H] = σ_HR∙z_R∙z_v∙K_HL/S_н [17: стр.39 (67)]

σ_HR Предел контактной выносливости поверхности зубьев

(выбираем из таблицы)

z_R = 1 Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряжённых

поверхностей; при R_a = 0,63…1,25

z_v = 1 Коэффициент, учитывающий скорость окружного колеса;

при постоянной нагрузке, скоростях < 15 м/c,

твёрдости НВ<350

K_HL Коэффициент долговечности, учитывает возможные

повышения допускаемых напряжений

N_HO Базовое число циклов перемены напряжений, зависит от

твёрдости поверхностного слоя

Для нормализованных стальных колёс N_HO = 10⁷ циклов

[17: стр.40]

S_н = 1,2 Коэффициент безопасности ( S_н = [1,1…1,2])

[17: стр39 (71)]

N_h = 60nlc Число циклов нагружения

n Частота вращения зубчатого колеса

с = 1 Число колёс, находящихся одновременно

в зацеплении с рассчитываемым

l = 5000 ч Срок службы передачи; принимаю равным

сроку службы двигателя

m = 6 Показатель степени при HB<350

Для всех колёс и шестерён допускаемое напряжение изгиба [σ_H] меньше предела контактной выносливости поверхности зубьев.

4. Геометрический расчёт кинематики ЭМП

Определим основные размеры передачи и её элементов. [17: стр.42]

d = mz/cosβ делительный диаметр

β угол наклона зубьев

β = 0 т.к. колёса прямозубые

d_a = (mz/cosβ) + 2m(h_a^* + x) диаметр вершин зубьев

h_a^* коэффициент граничной высоты

h_a^* = 1

x коэффициент смещения производящего контура

x = 0 т.к. редуктор выполняется с нулевыми колёсами

d_f = (mz/cosβ) - 2m(h_a^* + c^* - x) диаметр впадин

c^* коэффициент радиального зазора