KP_OKP (1060438), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

При окружных скоростях V (до 3 м/с) в литературе рекомендуются конструкционные стали 35, 45 по ГОСТ 1050-74 в термоулучшенном виде (HRС 28..32). Так как разрабатываемый ЭМП является приводом общего назначения и в техническом задании нет указаний на особые условия эксплуатации то выбираем:

При длительном режиме работы с постоянной нагрузкой допустимые изгибные напряжения для нереверсивных передач определяются по формуле

_F=_-1 / n

где n - коэффициент запаса.

Предел выносливости определяют по империческим формулам, для углеродистых сталей _-1=0.43 _в.

Допустимые контактные напряжения при расчете на выносливость для стальных колес определяется твердостью зубьев и вычисляются по эмпирической формуле _н=26 НВ.

6. Расчет крутящих моментов на валиках передачи.

Так как в коробке передач осуществляется ступенчатое переключение скоростей, следовательно в редукторе будут возникать небольшие инерционные нагрузки (небольшие, потому что ступенчатое изменение скорости осуществляется в малых пределах и момент нагрузки мал), а также учитывая неизвестность момента инерции нагрузки, принимаем коэффициент запаса по моменту К _з.м.=1.5. Тогда

М_о=М_н К _з.м.=1200 1.5 =1800 Н мм

Для опор выбираем подшипники качения так как они обеспечивают требуемые параметры движения при низких и высоких частотах вращения и различных сочетаниях осевой и радиальной нагрузок. Момент сопротивления возникающий при движении, оказывается в 4-10 раз меньше чем в подшипниках скольжения при сопоставимых нагрузках и условиях эксплуатации.

КПД подшипника качения _подш=0.95...0.99=0.96.

Окружная сила на наиболее нагруженном выходном звене F_t=M_н/R=1200/(0.8 28)=5306 Н что больше 30 Н, и следовательно КПД одной ступени _i=0.98...0.99=0.98.

Крутящий момент на k-той ступени определяется по формуле

Как видно из таблицы, момент на валу двигателя равен 2 Н мм, что гораздо меньше номинального момента равного 6.3 Н мм, следовательно двигатель Г202 подходит.

7. Расчет валов передачи по прочности

Расчет валов производиться на кручение, а наиболее нагруженный вал на кручение, изгиб и выносливость (наиболее нагруженным валом является выходной вал). Расчет валов (1,2,3,4,5,6,7) на кручение производится по формуле:

для стальных валов принимают []=20...40 МПа.

Выходной вал является наиболее нагруженным, поэтому произведем расчет этого вала на прочность и выносливость.

На рис. 3 приведена обобщенная схема вала, используемого в проектируемой передаче. Так как на валу насажен перемещающийся блок колес (блок колес представляет из себя 3 колеса различного диаметра), но для уменьшения габаритов вычислений воспользуемся следующими соображениями: в каждый момент времени в зацеплении находится только одна пара зубчатых колес, следовательно на вал может действовать только одна сила одновременно; как видно из графика (рис. 2), максимальный изгибающий момент возникает на середине вала. Исходя из изложенных соображений, выбираем зацепление, в котором возникают максимальные усилия и производим нижеследующий расчет.

рис. 2

Cила F, действующая на вал, являются окружной силой, и определяется по формуле:

где D - делительный диаметр колеса;

М_к - крутящий момент на колесе;

Помимо окружной силы на вал действует радиальная сила (она действует в плоскости перпендикулярной плоскости действия сил F) возникающая в эвольвентном зацеплении зубчатых колес

Результирующая радиальная сила будет равна

Силы реакции в опорах F_A и F_B находятся из системы уравнений

F_A+F_B-F_r=0

F_B (a+b) - F_r a =0

После несложных преобразований получаем расчетные формулы

где a,b - расстояния между точками приложения радиальной силы F_r и силами реакции F_A и F_B .

По эпюре, приведенной на рис. 4, видно что максимальный изгибающий момент равный М_и=2457 Н мм будет в точке приложения силы F_r. Следовательно напряжение изгиба в этой точке будет равно

а напряжение кручения

Предел текучести стали 35 при растяжении _т=320 МПа и кручении _т=200 МПа, тогда эквивалентное напряжение будет равно

Запас прочности по пределу текучести равен

рис. 3

рис. 4

Проверим необходимость расчета на выносливость. Расчет на выносливость не проводят если выполняется условие

т. к. d=8 < 10 следовательно масштабный фактор  не учитывается, K_=2.174, _-1=223.6, n=2

Следовательно необходимость в дальнейшем расчете на выносливость отпадает.

8. Расчет валов передачи по жесткости

Чтобы обеспечить нормальную работу деталей, расположенных на валах и осях, необходимо ограничить их смещения, которые вызываются деформациями изгиба и кручения. Недостаточная изгибная жесткость вызывает в зубчатых передачах взаимный наклон колес, а также изменение межцентрового расстояния, что создает дополнительное скольжение профилей и повышает динамическую нагрузку на зубья. Значение допускаемого прогиба для зубчатых передач

где m - модуль зацепления.

В нашем случае на выходной вал действует две нагрузки F₁=118.4 Н и F₂=43.1 (см. предыдущий раздел) в двух взаимно перпендикулярных плоскостях. Формула для расчета величины прогиба вала имеет следующий вид (расчетную схему вала представлена на рис. 3)

г де G - модуль упругости при сдвиге, МПа; для стали G=8.35 10⁴ МПа;

J - осевой момент инерции сечения вала, мм⁴; для сплошного вала

E - модуль упругости материала вала, МПа; для стали E=2 10⁵ МПа;

Подставляя в приведенную формулу конкретные значения получаем

Полное перемещение будет равно

Полученное значение гораздо меньше допустимого (0.024 мм), следовательно диаметр вала равный 8 мм вполне допустим.

Характеристики

Список файлов курсовой работы