курсовой проект механика

ZE =190 МПа1/2 ;

εα = [1,88 – 3,2 (1 / 21 + 1 / 103)] cos7°15'8'' = 1,683;

υ = π · 42,339 · 1460 / (60 ·103) = 3,237 м/с.

Для данной скорости колес степень точности – 9-я (см. табл. 5.6).

δН = 0,02; g0 = 7,3;

Hv 0,02 7,3 3, 237125 / 4,905 2,386 Н/мм;

KHv = 1+ (2,386 · 50)/3188,66 = 1,037; KHα = 1,0; KА =1,0; KHβ = 1,12;

KН = 1,0 · 1,037 · 1,12 · 1,0 = 1,160.

H 488,71,160 526,35 МПа HР 512,57 МПа.

Определим процент перегрузки:

∆σН = |σНР – σН| / σНР ·100 % = |512,7 –526,35| / 512,7 · 100 % = 2,66 %.

Условие прочности выполняется. По принятым в машиностроении нормам допускаются отклонения +5 % (перегрузка) и –10 % (недогрузка).

Если отклонение выходит за указанные пределы, то размеры и другие параметры необходимо откорректировать. Рекомендуется в небольших пределах изменить ширину колеса (при перегрузках – увеличить, при недогрузках – уменьшить); изменить межосевое расстояние; выбрать другой режим термообработки поверхностей зубьев и соответственно изменить твердость поверхности зубьев, что приведет к увеличению или уменьшению σНР.

51

5.2.6. Проверочный расчет передачи на изгибную усталость

Расчетом определяется напряжение в опасном сечении на переходной поверхности зуба для каждого зубчатого колеса. Выносливость зубьев, необходимая для предотвращения их усталостного излома, устанавливают сопоставлением расчетного напряжения от изгиба и допускаемого напряжения: σF ≤ σFP.

Расчетное местное напряжение при изгибе [7, с. 29]

где KF – коэффициент нагрузки: KF = KА · KFv · KFβ · KFα;

KFv – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса [7, с. 30, табл. 13]:

KFv 1 Fv b2 ,

Ft K A

где ωFv – удельная окружная динамическая сила, Н/мм [7, с. 30, табл. 13]:

Fv F g0 aw / u ,

δF – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев (табл. 5.7);

KFβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, принимают в зависимости от параметра ψbd по графику (рис. 5.4);

KFα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (табл. 5.9);

YFS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений (рис. 5.5).

Для определения менее прочного звена необходимо рассчитать отношение σFP / YFS, проверку производить по тому из колес пары, у которого это отношение меньше;

Yβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба; для косозубых передач Yβ = 1 – εβ (β / 120°) ≥ 0,7 [7, с. 32, табл. 13];

52

Yε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; для косозубых передач при εβ ≥ 1

Yε= 1 / εα;

при εβ < 1

Yε = 0,2 + 0,8 / εα [7, с. 32, табл. 13,];

Fv 0,06 7,3 3, 237125 / 4,905 7,157 Н/мм;

Следовательно KF = KА· KFv · KFβ · KFα = 1·1,112·1,1·1,35 = 1,652.

Yβ = 1 – εβ · β / 120° = 1 – 1,005 · (7,2522° / 120°) = 0,9392 > 0,7 [7, с. 32, табл. 13];

Yε = 1 / εα = 1/ 1,6757 = 0,5967.

Определим эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса [7,

с. 62, табл. 20]:

ZV1 = Z1/ cos3β = 20/ cos37,2522° = 21,17;

ZV2 = Z2 / cos3β = 104/ cos37,2522° = 103,83.

Следовательно, YFS 1 = 4,1; YFS 2 = 3,6 (рис. 5.5).

Определим отношение σFP / YFS:

σFP 1 / YFS 1 = 334,6 / 4,1 = 81,6;

σFP 2 / YFS 2 = 277,9 / 3,6 = 77,2.

Расчет по изгибным напряжениям ведем для колеса, так как

σFP 2 / YFS 2 < σFP 1 / YFS 1:

F 2 3188,66 1,652 3,6 0,9392 0,594 105,795МПа; 50 2

σFP 2 = 277,9 МПа.

53

Условие прочности выполняется: 105,795 МПа < 277,9 МПа. Значение σF2 значительно меньше σFP2, однако это нельзя рас-

сматривать как недогрузку передачи, так как основным критерием работоспособности данной передачи является контактная усталость.

Таблица 5.2 К определению предела контактной выносливости

материла зубчатых колес

Таблица 5.3 Значения предела выносливости материала зубчатых колес при изгибе

54

Примечание: ряд 1 следует предпочитать ряду 2.

Примечание: ряд 1 следует предпочитать ряду 2; для тракторной промышленности допускаются m = 3,75; 4,25; 6,5 мм; для автомобильной промышленности допускается применение модулей, отличающихся от установленных в настоящем стандарте.

55

56

Рис. 5.3. График для определения коэффициента KHβ

Рис. 5.4. График для ориентировочного определения коэффициента KFβ

57

6. РАСЧЕТ ПРИВОДА С КОНИЧЕСКИМ ПРЯМОЗУБЫМ РЕДУКТОРОМ

Задание. Подобрать электродвигатель, провести кинематический расчет и прочностной расчет конической прямозубой передачи редуктора общего назначения.

Исходные данные

1.Мощность на валу рабочей машины Рвых = 3,5 кВт.

2.Частота вращения быстроходного вала n1 = 949 мин–1.

3.Передаточное число u = 3,15 .

4.Передача нереверсивная.

5.Передаваемая нагрузка постоянная.

6.Жестких требований к габаритам передачи не предъявляется.

7.Требуемая долговечность привода Lh = 10000 ч.

6.1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчеты привода

Составляем схему привода (рис. 6.1).

II

I

Рис. 6.1. Схема привода

59

Определяем общий КПД привода:

η = ηз ηп2 ηм2,

где ηз – КПД пары зубчатых прямозубых конических колес: ηз = 0,97; ηп – КПД, учитывающий потери в одной паре подшипников ка-

чения, ηп = 0,99;

ηм – КПД, учитывающий потери в муфте: ηм = 0,98 (табл. 3.1).

η = 0,97 0,992 0,982 = 0,913.

Подбираем электродвигатель по заданной асинхронной частоте вращения n1 = 949 мин–1 и потребляемой мощности:

Рпотр = Рвых / η = 3,5/ 0,913 = 3,834 кВт.

Выбираем электродвигатель с номинальной мощностью, равной или несколько превышающей Рпотр, и с синхронной частотой вращения nсинх = 1000 мин–1. По табл. 3.3 принимаем электродвигатель единой серии 4А типа 112МВ6, для которого Рдв = 4 кВт; nасинх = 949 мин–1.

Определяем частоты вращения валов привода:

– частота вращения вала электродвигателя и ведущего вала редуктора

nдв.ас = n1 = 949 мин–1;

– частота вращения ведомого вала редуктора и вала рабочей машины

n2 = nвых = n1 / u;

n2 = nвых = 949 / 3,15 = 301,27 мин–1.

Определяем мощности на валах привода:

–потребляемая мощность электродвигателя Рпотр. = 3,834 кВт;

–мощность на ведущем валу редуктора

Р1 = Рдв.потр · ηм · ηп = 3,834 · 0,98 · 0,99 = 3,72 кВт;

60