3.4. 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

Выбранный двигатель ДПР-42-Н1-03 подходит, поскольку M_ном= 5 > 3 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

Получаем , следовательно, выбранный двигатель подходит.

3.5. 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.

м/с

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

3.6. Расчет на прочность зубьев колес эмп.

3.6.1.Выбор материалов и определение допускаемых напряжений на изгиб

Целью расчета является определение модулей и размеров передач.

Так как окружная скорость V = 1.6 м/c < 3 м/с и следовательно передача открытая, выберем, в соответствии с методической рекомендацией [2, 35 с]:

для шестерни: сталь 45 ( , HB = 190 - 240)

для зубчатого колеса: сталь 35 ( , HB = 196 - 263)

Назначим термообработку для для сталей - объемную закалку.

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

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 = 1800 часов - срок службы передачи

Колесо 8

N₈= n_вых=4.78 об/мин

N_н=60n₁₀cL=60·4.78·1·1800=5.15·10⁵

МПа

Колесо 6

n₆= i_IV-V ·4.78= ·4.78=26.4 об/мин

N_н=60n₆cL=60·26.4·1·1800=2.85·10⁶

МПа

Колесо 4

N₄= i_IV-Ш ·26.4=5.538·26.4=146.2 об/мин

N_н=60n₆cL=60·146.2·1·1800=15.8·10⁶

Т.к. N_н=15.8·10⁶ > 4·10⁶ то принимаем, что K_FL=1

МПа

Для колеса 2 будет аналогична.

Шестерня 7

n₇= n₆=26.4 об/мин

N_н=60n₉cL=60·26.4·1·1800=2.85·10⁶

МПа

Шестерня 5

n₅=146.2 об/мин

K_FL=1

МПа

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