записуля костян2 (1071202), страница 3

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

Текст из файла (страница 3)

Приведенный уточненный статический момент , где , где - КПД i-ой элементарной передачи; , где - КПД опор i-го вала.

Определим сначала приведенный уточненный статический момент, для этого вычислим КПД передачи и КПД опор.

КПД передачи , где

f – коэффициент трения, возьмем f = 0,1,

- коэффициент перекрытия, принимаю =1,5;

С – коэффициент нагрузки. Коэффициент нагрузки для цилиндрических передач

, где - окружная сила.

Рассчитаем окружные силы и коэффициенты нагрузки для цилиндрических передач:

Тогда КПД i-ой элементарной передачи:

Уточненные статические моменты:

4.2.Проверка правильности выбора двигателя.

Условие правильности выбора двигателя определяется соотношением:

=

=((1+К_М)J_p+J_Н/i₀²)ε_Hi₀=6,1 Н

Соответственно, проверка выполнена.

4.3.Проверочный расчет опор на долговечность.

Целью этого расчета является проверка выполнения условия:

где , где С – это динамическая грузоподъемность, для подшипника 1000093:

, , Р – эквивалентная динамическая нагрузка, α – коэффициент, учитывающий тип подшипника, для радиальных шарикоподшипников α = 3.

Учитывая уточненные значения моментов, имеем:

Рассчитаем массы колес 8 и 9 :

Осевые опорные реакции:

Радиальные реакции:

;

.

Будем проводить расчет в верхней опоре.

Эквивалентная динамическая нагрузка:

, где

V – коэффициент вращения. Для внутреннего кольца, вращающегося по отношению к нагрузке V = 1.

- коэффициент безопасности. = 1,2 для кратковременных перегрузок.

- температурный коэффициент. =1.

X – коэффициент радиальной нагрузки.

Y - коэффициент осевой нагрузки.

, следовательно, e=0,19

, следовательно, X=0,56, Y=2,30.

Эквивалентная динамическая нагрузка

Н

Номинальная долговечность подшипника в миллионах оборотов

Долговечность подшипника в часах

Полученный результат полностью удовлетворяет требованиям к подшипнику.

4.4.Проверочные расчеты зубчатых колес на прочность.

А) Изгибная прочность.

Проверим выполнение условия , где - напряжение изгиба, - допускаемое напряжение изгиба.

Напряжение изгиба для колеса , для шестерни , где K – коэффициент расчетной нагрузки, , где - коэффициент динамической нагрузки, - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба. Для колес, расположенных между опорами, =1,05. Для быстроходных колес высокой степени точности = 1,1, тогда

Для прямозубых колес ,

коэффициент формы зуба.

Значения коэффициента формы зуба :

Рассчитаем напряжение изгиба:

Из всех значений, полученных в таблице, видно, что условие выполняется для всех колес с большим запасом, следовательно, можно назначить колесам меньшую твердость.

Б) Контактная прочность.

Проверим выполнение условия: , где контактное напряжение, допускаемое контактное напряжение.

Вычислим допускаемое контактное напряжение , где

- предел контактной выносливости поверхности зубьев ;

- для колеса ;

- для шестерни .

- коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей;

- коэффициент, учитывающий окружную скорость колеса.

- коэффициент долговечности, где

базовое число циклов перемены напряжений, для нормализованных стальных колес ;

расчетное число циклов нагружения,

для ;

коэффициент безопасности, примем

Вычислим коэффициент долговечности i-го колеса, при этом, если в расчетах коэффициент долговечности получается меньше единицы, то его принимают равным единице.

Тогда допускаемое контактное напряжение i-го колеса:

Вычислим контактное напряжение , где

для стальных прямозубых колес ;

K – коэффициент расчетной нагрузки. Найдем коэффициент расчетной нагрузки: , где - коэффициент динамичности, - коэффициент неравномерности нагрузки.

коэффициент динамичности, для колес менее точных при ударной нагрузке Примем Следовательно,

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба.

, поэтому .

Таким образом,

Тогда контактное напряжение на i-м ведомом колесе:

Таким образом, расчеты показывают, что зубчатые колеса удовлетворяют условиям прочности на каждом валу.

4.5.Проверочный расчёт на прочность при кратковременных перегрузках.

Будем проводить проверку выполнения условия , где предельно допустимое напряжение, коэффициент перегрузки.

При нормализации , для стали 40 , для стали 40Х ( примем 820 ), тогда ,

Коэффициент перегрузки , где пусковой момент двигателя, Таким образом, получаем формулу:

Вычислим для i-го ведомого колеса:

Следовательно, условие выполняется для всех колес с большим запасом, что позволяет использовать в конструкции колеса из менее твердого материала.

4.6.Проверочный расчёт ЭМП на быстродействие.

Расчет заключается в определении времени разгона и выбега. Время разгона характеризует готовность ЭМП к работе, а время выбега – время до полной остановки двигателя при сжатии напряжения.

Примем время разгона: ;

Электромеханическая постоянная привода:

где ;

приведенный момент инерции ЭМП;

- приведенный момент статической нагрузки.

Тогда

Время разгона

Время выбега вала двигателя сек

Угол выбега( угол поворота вала выходного звена за время выбега):

4.7.Проверочный расчёт показателей точности ЭМП.

В качестве показателей точности кинематической цепи принимают кинематическую погрешность мертвого хода. Общая погрешность кинематической цепи определяется как сумма указанных погрешностей, приведенных к одному валу, как правило, выходному.

Целью этого расчета является проверка выполнения условия , где - допустимая суммарная погрешность ЭМП, - суммарная погрешность ЭМП.

Степень точности зубчатых колес назначаем 6.

Назначаем степень точности по нормам кинематической погрешности, плавности хода и пятну контакта для всех колес одинаковую.

Рассчитаем значение бокового зазора , где

боковой зазор, соответствующий минимальной рабочей температуре;

боковой зазор, необходимый для размещения смазки.

, где и - коэффициенты линейного расширения материалов зубчатого колеса и корпуса соответственно.

Пусть корпус изготовлен из стали, для неё , для стали . Исходя из ТЗ рабочий диапазон температур , тогда боковой зазор, соответствующий минимальной рабочей температуре для i-ой элементарной передачи:

Боковой зазор, необходимый для размещения смазки

Учитывая соотношение , подберем вид сопряжения для колес i-ой элементарной передачи (табл. П2.10):

Суммарная погрешность ЭМП , где

значение кинематической погрешности цепи;

значение мертвого хода кинематической цепи.

Определим передаточный коэффициент i-ой элементарной передачи:

Кинематическая погрешность передачи в угловых минутах:

, где кинематическая погрешность передачи в [мкм].

Минимальное значение кинематической погрешности передачи в [мкм]: , где коэффициент фазовой компенсации, и - допуск на кинематическую погрешность шестерни и колеса соответственно.

Допуск на кинематическую погрешность , где допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса (шестерни), допуск на погрешность профиля зуба.

Для 6-ой степени точности допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса (шестерни) в [мкм] (табл. П2.1):

Для 6-ой степени точности допуск на погрешность профиля зуба в [мкм]:

для

Вычислим допуск на кинематическую погрешность шестерни ( ) и колеса ( ) :

Коэффициент фазовой компенсации в зависимости от передаточного отношения (табл. П2.3):

Тогда минимальное значение кинематической погрешности передачи в мкм для i-ой элементарной передачи:

Характеристики

Список файлов курсовой работы