Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

. (9)

Вычисляем погрешность передаточного отношения:

Следовательно, выбор числа зубьев колес и шестерен был произведен верно.

5. Силовой расчет ЭМП

5.1. Проверочный расчет выбранного двигателя

Задача расчета заключается в определении крутящих моментов (статического и суммарного), действующих на каждом валу.

Так как на данном этапе проектирования известна кинематическая схема ЭМП, то из соотношения приведения моментов [1]:

(10)

Здесь

M_i, M_i – момент нагрузки на i-ом и j-ом валах.

i_ij – передаточное отношение i-го и j-го вала.

η_ij – КПД передачи. Для цилиндрической передачи η_ij=0.98.

η_подш – КПД подшипников, в которых установлен ведущий вал. Для подшипников качения примем η_подш =0.98.

Составим таблицу 4 статических моментов нагрузки (все моменты (в Н*мм)):

Таблица 4. Статические моменты нагрузки на валах редуктора

2,87	7,72	21,22	60,84	174,41	500,00

Определим суммарный момент, приведенный к валу двигателя [1]:

Н*мм (11)

где кг*м² – момент инерции ротора двигателя,

- коэффициент, учитывающий инерционность собственного зубчатого механизма двигателя, для малоинерционных двигателей К_м=0,4…1, выберем К_м=0,5

кг*м² – момент инерции нагрузки,

1/с² – ускорение вращения вала двигателя.

Выполним предварительную проверку правильности выбора двигателя. Поскольку для разрабатываемой конструкции характерны частые пуски и реверсы, проверку проводим по условию [1]:

(12)

По паспортным данным М_пуск = 9,8 Н·мм, то есть – верно  двигатель выбран правильно.

Такими образом, выбранный двигатель сможет обеспечить нужно угловое ускорение нагрузки при старте.

5.2. Расчёт зубчатых колес на изгибную прочность

Определим суммарный момент, приведенный к каждому валу. Для этого определим суммарный момент на выходном валу:

М_Σ= М_н + J_н_н=0.5+0.1·10=1,5 (Н*м)

Затем по формуле (10) осуществим приведение и составим таблицу 5 суммарных приведенных моментов нагрузки (все моменты (в Н*мм)):

Таблица 5. Суммарные моменты нагрузки на валах редуктора

9,73	24,60	66,63	188,14	531,24	1500,00

Расчет на изгибную прочность проводим для наиболее нагруженной ступени редуктора, т.е. в нашем случае для ступени Z₉-Z₁₀. При этом модуль определяется по менее прочному колесу зубчатой элементарной пары соотношением [1,2]:

(13)

Здесь

m – модуль прямозубых колес;

K_m – коэффициент, для прямозубых колёс равный 1,4 [1,2];

K – коэффициент расчетной нагрузки, K=1.1...1.5 (выбирается согласно [1,2]), выбираем значение K=1.3;

M – крутящий момент, действующий на рассчитываемое колесо [Н·мм],

Y_F – коэффициент формы зуба, выбирается из таблицы [1,2], в нашем случае:

Таблица 6. Значения коэффициента формы зуба

Номер колеса/шестерни	1	2,4	3,5,7,9	6,8,10
Число зубьев	18	48	17	50
YF	4,2	3,73	4,3	3,73

ψ_в – коэффициент формы зубчатого венца, для мелкомодульных передач ψ_в=3...16 (согласно [1,2]), выбираем ψ_в=6 для первых трех ступеней и ψ_в=8 для остальных двух степеней;

– допускаемое напряжение при расчете зубьев на изгиб [МПа];

Z – число зубьев рассчитываемого колеса.

С учётом назначения передачи, характера действующей нагрузки, условий эксплуатации, массы, габаритов и стоимости выбираем материалы для элементов передач:

Таблица 7. Физико-механипческие свойства материалов колес и шестерней редуктора

	Шестерня	Колесо
Материал	Сталь 40Х	Сталь 35
Твердость HB	200-250	190-240
Твердость HRC	50-55	30-40
α, 1/°C	11*10-6	11*10-6
Модуль упругости E, МПа	2,1*105	2,1*105
Плотность ρ, г/см3	7,85	7,85
Предел прочности σв, МПа	1000	520
Предел текучести σт, МПа	800-850	320
Предел выносливости σ-1 МПА	380	225
Термообработка	Отжиг, закалка, отпуск	Нормализация, закалка, отпуск

Рассчитаем допустимое напряжение изгиба [1]:

МПа, (14)

где – предел выносливости при изгибе, 550МПа для углеродистых и 750МПа для легированных сталей.

- коэффициент, учитывающий цикл нагружения [1]

- коэффициент долговечности, для шестерен: , для колес , =1 при

- коэффициент запаса (для обычных условий работы)

Таблица 8. Расчет допустимого напряжения изгиба

Ступень	Колесо/шестерня	n, об/мин			, МПа
V	10	23,9	3,58	1,018	165,4	0,0226
	9	70,27	10,5	1	221,6	0,0194
IV	8	70,27	10,5	1	162,5	0,0230
	7	206,58	31,0	1	221,6	0,0194
III	6	206,58	31,0	1	162,5	0,0230
	5	607,35	91,1	1	221,6	0,0194
II	4	607,35	91,1	1	162,5	0,0230
	3	1712,73	256,9	1	221,6	0,0194
I	2	1712,73	256,9	1	162,5	0,0230
	1	4500	675,0	1	221,6	0,0190

Расчёт ведём по колесу, для которого соотношение имеет большее значение.

Подставляя данные в формулу (13), получаем:

Таблица 9. Расчетные значения модулей ступеней редуктора

Выбирая ближайшее значение из рекомендуемого ряда [1,2] и руководствуясь конструктивными соображениями, назначаем значение модуля для последней ступени 0,8мм, для предпоследней 0,6мм, для остальных ступеней 0,5мм.

Таблица 10. Модули ступеней редуктора

5.3. Расчёт зубчатых колес на контактную прочность

Расчет проводим для последнего и предпоследнего колёс, как для наиболее нагруженных.

Для цилиндрических прямозубых колес допустимое контактное напряжение определяем по формуле [2]:

Характеристики

Список файлов курсовой работы