dz_emp_v19 (домашние задачки), страница 2
Описание файла
Файл "dz_emp_v19" внутри архива находится в следующих папках: 19, v19. Документ из архива "домашние задачки", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "основы конструирования приборов (окп)" из , которые можно найти в файловом архиве МГТУ им. Н.Э.Баумана. Не смотря на прямую связь этого архива с МГТУ им. Н.Э.Баумана, его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "курсовые/домашние работы", в предмете "основы конструирования приборов (окп)" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "dz_emp_v19"
Текст 2 страницы из документа "dz_emp_v19"
, где k = 1, 3, 5, 7, 9
Табл. 3.3. Фактические значения передаточных коэффициентов
| i12ф | i23ф | i34ф | i45ф | i56ф |
| 2.82 | 2.82 | 2.82 | 2.82 | 2.82 |
Фактическое передаточное отношение редуктора рассчитывается по формуле:
Подставляя значения из табл. 3.3, находим i0Ф :
178
Погрешность передаточного отношения находится по формуле:
Подставляя значения, получаем:
=4.81%
Условие применимости расхождения i0 и i0ф из практических рекомендаций: 
.
Так как, 
4.81%
10% следовательно, условие выполняется.
По результатам выполненного расчета изобразим кинематическую схему редуктора в виде эскиза без соблюдения масштаба, но таким образом, чтобы была ясна кинематическая цепь передачи движения между валами (рис. 3.1).
Рис. 3.1. Кинематическая схема редуктора
4. Силовой расчет ЭМП
4.1 Проверочный расчет выбранного двигателя
Общий момент нагрузки рассчитывается по формуле:
, где
MСТ – момент нагрузки
По условию: Mст = 1.25 Нּм
MД – динамический момент нагрузки
JН – момент инерции нагрузки
По условию: Jн=0,5 кгּм2
– требуемое угловое ускорение вращения выходного вала
По условию: εн=5 рад/с2.
Тогда, получаем:
[
]
Крутящий момент на k-м валу (k=1…5) рассчитывается по формуле:
, где
ik,k+1 – передаточное отношение передачи
ηk,k+1 – КПД передачи, ηk,k+1 = 0,98
ηподш – КПД подшипников, в которых установлен ведущий вал, ηподш = 0,98
Расчет ведем от выходного вала.
Табл. 4.1. Крутящие моменты на валах
| k | Входной (1) | 2 | 3 | 4 | 5 | выходной (6) |
|
| 0,0245 | 0.066 | 0.181 | 0.509 | 1.383 | 3.75 |
Выполним предварительную проверку правильности выбора двигателя:
.
По паспортным данным MП = 0,0255(Нּм) ≥ 0,0245(Нּм), т.е. предварительно двигатель выбран верно (выбранный двигатель сможет обеспечить нужное угловое ускорение нагрузки при старте).
Так как по условию нет дополнительных требований, то двигатель по силовому параметру подходит полностью.
4.2. Определение модуля зацепления
Модуль зацепления определяется из расчета зубьев на прочность (изгибную и контактную). В проектируемом ЭМП предполагается открытый тип передач.
При проверочном расчете по известной геометрии зубьев и заданным нагрузкам определяют действующие контактные напряжения σН и проверяется условие σН ≤ [σН].
Расчет на изгибную прочность проводят для наиболее нагруженной ступени редуктора, т.е. в нашем случае для ступени Z9-Z10. При этом модуль зацепления выбирается по менее прочному колесу зубчатой элементарной передачи, исходя из неравенства [2]:
(для цилиндрических прямозубых и косозубых передач), где
Кm – коэффициент
Кm =1,4 для прямозубых колес
M – крутящий момент, действующий на колесо, по данным силового расчета М=3.75 Нм
YF – коэффициент формы зуба
K – коэффициент неравномерности нагрузки по ширине колеса
K = 1 при постоянной нагрузке, скоростях v < 15 м/с, твердости зубьев HB < 350 [2]
z – число зубьев рассчитываемого колеса
ψbm – коэффициент, равный отношению ширины зубчатого венца к модулю (ψbm = 3…16).
Выбираем ψbm = 11.
[σF] – допускаемое напряжение изгиба
Определяем коэффициенты формы зуба по таблицам [1]:
Для шестерни: z = 17, YF = 4,8
Для колеса: z = 48, YF = 3,74
Выбор материала
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 [1] для прирабатывающихся передач (с твердостью рабочих поверхностей колес HB ≤ 350)[1], назначаем для зубчатых колес разные материалы, причем твердость шестерни должна быть на 20…30 единиц больше твердости колеса.
Выбираем пару материалов: сталь 40Х (для шестерен) – сталь 40 (для колес).
Табл. 4. 2. Параметры выбранных материалов [1, 2]
| Параметр | Обозначение | сталь 40 (колесо) | сталь 40Х (шестерня) |
| Коэффициент линейного расширения | α, 1/˚ | 11ּ10-6 | 11ּ10-6 |
| Плотность | , кг/м3 | 7850 | 7850 |
| Предел прочности | в, МПа | 560 | 1000 |
| Предел текучести | т, МПа | 340 | 825 |
| Предел выностивости при изгибе | FR, МПа | 550 | 960 |
| Предел контактной выносливости поверхности зубьев | HR, МПа | 17HRC + 200 = 744 | 1050 |
| Модуль упругости | E, МПа | 2,1ּ105 | 2,1ּ105 |
| Твердость | HB | 200 | 250 |
| Твердость поверхностная | HRC | 48 | 55 |
| Термообрабтка | поверхностная закалка | объемная закалка, азотирование |
Допускаемое напряжение изгиба рассчитывается по формуле:
, где
- предел выносливости при изгибе (см. табл. 4.2).
KFC – коэффициент, учитывающий цикл нагружения колеса
KFC = 0,65 для реверсивных передач
KFC = 1 для нереверсивных передач
– коэффициент запаса прочности
Так как режим работы – кратковременный, и передача не применяется для особо ответственных задач, то принимаем = 2,2
KFL – коэффициент долговечности, вычисляемый по формуле:
, где
NH – число циклов нагружения
NH = 
n – частота вращения зубчатого колеса
Для колеса: n = 15 (об/мин), для шестерни: n =42,3 об/мин
c – число колес, находящихся одновременно в зацеплении с рассчитываемым
По кинематической схеме: c = 1
l – срок службы передачи
По условию: l = 1000 (ч)
s – показатель степени
s = 6 для HB < 350 [1]
1.28
1.08
=
=320 (МПа)
=
=470 (МПа)
=
0.0117
=
0.010
Расчеты модулей
Так как материалы сопрягаемых цилиндрических колес разные, то расчет модуля ведем по колесу, для которого отношение 
больше.
MН = 3750 (Нּмм)
0.61
Учитывая рекомендуемый ряд модулей [2], назначаем m = 0.6
Исходя из конструктивных и технологических соображений, назначаем на все передачи модуль m = 0.6
Определение допускаемых контактных напряжений для шестерен и колес производится по формуле [1]:
, где
ZR – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей, при 
ZR = 1
ZV – коэффициент, учитывающий окружную скорость колеса, при
ZV = 1
δH – коэффициент безопасности, выбираем δH =1,2
- предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений NHO
KHL – коэффициент долговечности, учитывающий возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач
NHО – базовое число циклов перемены напряжений, зависит от твердости поверхностного слоя
- расчетное число циклов нагружения, 
S - показатель степени, для стальных колес S=6
Для шестерен:
Закалка до HRC 55…65, следовательно 
циклов
n = 42,3 об/мин
2.15
1881 МПа
Для колес:
для закаленных до HRC 45…50 NHO = 1,5ּ108 циклов
n = 15 об/мин
2.35
1457 МПа
5. Геометрический расчет кинематики ЭМП
Определим основные размеры передачи и её элементов.
Геометрические размеры зубчатых колес находятся по справочным таблицам [1].
Делительный диаметр: 
, где
β – угол наклона зубьев
т. к. колеса прямозубые, то β = 0
Диаметр вершин зубьев: 
, где
– коэффициент граничной высоты
= 1
x – коэффициент смещения производящего контура
x = 0, т.к. редуктор выполняется с нулевыми колесами
Диаметр впадин: 
, где
с* – коэффициент радиального зазора
с* =0,35, т. к. m = 0,6 [1]
Ширина колеса: 
, где
ψbm – коэффициент, равный отношению ширины зубчатого венца к модулю
ψbm = 11
Ширина шестерни: 
Делительное межосевое расстояние: 
Для всех шестерен:
(мм)
(мм)
(мм)
