Силовой расчет эмп.

Задача расчета в определении крутящих моментов, действующих на валах.

Пусть - КПД подшипников шариковых радиальных однорядных. Они дешевы, а осевые нагрузки малы.

- КПД цилиндрической передачи.

Статические моменты на валах:

H·мм

H·мм

H·мм

H·мм

H·мм

H·мм

Выбранный двигатель ДПР-42-Ф1-07 подходит, поскольку M_ном= 5 > 2.94 H·мм. [2, 28 с]

Динамический момент нагрузки на i-м валу.

[2, 27с.]

-момент нагрузки i-го выходного звена.

-угловое ускорение вала i-го выходного звена.

Динамические моменты на валах:

[2, 28с.]

Т.о. суммарный момент на каждом валу:

H·мм

H·мм

H·мм

H·мм

H·мм

H·мм

Получаем , следовательно, выбранный двигатель подходит.

При более точном расчете необходимо учесть потери на трение во втулках. В этом случае приведенный статический момент будет больше полученного. Для обеспечения работы привода в этом случае двигатель следует заменить на ДПР-52-Ф1-07 с такой же частотой вращения вала, и с вдвое большим номинальным моментом.

Выбор степени точности колес зубчатых передач.

Вычислим окружную скорость V шестерени Z1.

d - делительный диаметр колеса в мм.

n = 4500 об/мин - частота вращения выходного вала двигателя

По паспортным данным двигателя определяем

т=0.3 - рекомендуемое минимальное значение модуля для прямозубых цилиндрических колес.

Из прямоугольного треугольника находим ,

где - толщина шпонки, -величина выступающей части шпонки.[7]

Согласно [2, 42c.]:

-делительный диаметр. C^* - коэффициент радиального зазора.

C^*= 0,5 при Получим

м/с

Поскольку V < 3 м/с, с учетом расчета на точность и согласно методическому указанию, для изготовления колес рекомендуется 8-я степень точности.

Расчет на прочность зубьев колес эмп. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений на изгиб

Целью расчета является определение модулей и размеров передач.

Так как окружная скорость V = 1.58 м/c < 3 м/с и следовательно передача открытая, выберем, в соответствии с методической рекомендацией [2, 35 с]:

для шестерни: сталь 45 ( , HB = 180 - 240)

для зубчатого колеса: сталь 35 ( , HB = 180 - 260)

Назначим термообработку для шестерней 1, 3, 5 и колес 2, 4, 6 - нормализацию.

Назначим термообработку для шестерней 7, 9 и колес 8, 10 - объемную закалку.

В соответствии с рекомендациями методического пособия [2] назначаем твердость материала зубьев шестерни на 20 единиц выше, чем колеса.

При нормализации предельные напряжения на изгиб для углеродистых сталей:

МПа

МПа

При объемной закалке предельные напряжения на изгиб для углеродистых сталей:

МПа

МПа

Определим допускаемые напряжения на изгиб для шестерни и колеса. Т.к. мы имеем реверсивный привод, то:

S_F=2.2 - коэффициент запаса прочности.

K_FC = 0.65 - коэффициент, учитывающий цикл нагружения колеса

K_FL - коэффициент долговечности

m = 6, т.к.

N_Н - число циклов перемен напряжений

n - частота вращения зубчатого колеса[об/мин].

с = 1 - число колес, находящихся одновременно в зацеплении с рассчитываемым колесом.

L = 1200 часов - срок службы передачи

Колесо 10

n₁₀= n_вых=4.78 об/мин

N_н=60n₁₀cL=60·4.78·1·1200=3.44·10⁵

МПа

Колесо 8

n₈= i_V-VI ·4.78=4.09·4.78=19.55 об/мин

N_н=60n₈cL=60·19.55·1·1200=14.08·10⁵

МПа

Колесо 6

n₆= i_IV-V ·18.84=4.09·19.55=79.96 об/мин

N_н=60n₆cL=60·75.96·1·1200=5.47·10⁶

Т.к. N_н=5.47·10⁶ > 4·10⁶ то принимаем, что K_FL=1

МПа

Для последующих колес (Колеса 4, 2) будет аналогична.

Шестерня 9

n₉= n₈=18.84 об/мин

N_н=60n₉cL=60·18.84·1·1200=13.56·10⁵

МПа

Шестерня 7

n₇= n₆=79.96 об/мин

N_н=60n₇cL=60·79.96·1·1200=5.76·10⁶

Т.к. N_н=5.76·10⁶ > 4·10⁶ то принимаем, что K_FL=1

МПа

Шестерня 5

n₅=327 об/мин

N_н=60n₅cL=60·327·1·1200=23·10⁶

Т.к. N_н=23·10⁶ > 4·10⁶ то принимаем, что K_FL=1

МПа

Для последующих шестерен (Шестерени 3, 1) будет аналогична.