Определение допускаемых напряжений

12 3 Следующая ⇒

Выбор электродвигателя

Основными исходными данными для выбора электродвигателя являются:

- мощность на выходном вала =2,8 Квт;

- частота вращения выходного вала = 300 об/мин.

Требуемая мощность электродвигателя =2,9кВт

где – общий КПД редуктора;

– число пар подшипников. m=2

В дальнейшем, поскольку в приводе отсутствуют дополнительные передачи, то , где – передаточное число зубчатой передачи.

Рекомендуемые значения КПД зубчатой передачи , подшипников приведены в таблице 2.

Таблица 2.

КПД зубчатой передачи, подшипников

Элементы передач	Среднее значение
Зубчатая передача	0,96…0,98
Подшипники качения (одна пара)	0,99

Частота вращения вала электродвигателя:

=300*3,15=945.

Номинальная мощность электродвигателя должна быть

Номинальная мощность – это мощность, которую электродвигатель может отдавать длительно, не нагреваясь свыше допустимой температуры.

В общем машиностроении используются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А (4 – порядковый номер серии; А – асинхронный). Номинальная мощность и частота вращения нашего двигателя 4А112MА6/955.

Для принятого электродвигателя в пояснительную записку заносят следующие параметры:

- обозначение двигателя;

- номинальную мощность =3 кВт;

- частоту вращения при номинальной нагрузке =955об/мин.

Кинематический и силовой расчет редуктора

Частота вращения валов:

- быстроходного принимаем ;

- тихоходного принимаем =300.

Угловые скорости вращения валов:

- входного =3.14*955/30=99.9;

- выходного =3.14*300/30=31.4.

Зависимости между вращающими моментами на валах используют при расчете передач:

, следовательно, .

Крутящие моменты на валах при :

- =89.17/3.15=28.30– направление совпадает с направлением вращения вала, т.к. это момент движущих сил;

- =2800/31.4,2=89.17– его направление противоположно направлению вращения вала, т.к. это момент сил сопротивления.

Результаты проектирования заносят в таблицу 4.

Таблица 4.

Параметры редуктора

Параметры	Вал 1	Вал 2
Частота вращения, об/мин	=955	=300
Угловая скорость, рад/с	=99,9	=31.4
Крутящий момент, Нм	=28.30	=89.17

Расчет зубчатой передачи

Зубчатые передачи представляют собой механизм, передающий движение с помощью зубчатых колес (рисунок 2). Зубчатые колеса это тела (цилиндры) с равномерно расположенными выступами (зубьями) и впадинами.

Меньшее из зубчатых колес принято называть шестерней; большее – колесом. В нашем редукторе применяется косозубая передача внешнего зацепления (на рисунке ниже).

Определение допускаемых напряжений

Твердость зубчатых колес выбирают в зависимости от назначения и условий работы передачи. В курсовой работе применяются углеродистые и легированные стали, подвергнутые термической обработке, что позволяет обеспечивать требуемую твердость материала при заданной толщине заготовки.

Твердость используемого зубчатого колеса 223…262НВ и шестерни 262…311НВ.

2.2.2. Допускаемые напряжения в расчете на
контактную выносливость

Этот вид расчета исключает усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев – основной вид разрушения поверхности зубьев для большинства закрытых быстроходных передах, работающих при хорошей смазке.

Допускаемые контактные напряжения для пары сопрягаемых колес устанавливается следующим образом:

=(584;504)=504 МПа

где , ;

=584.5

=504.5

=(262+311)/2=286,5– среднее значение твердости для колеса;

(223+262)/2=242,5 среднее значение твердости для шестерни.

– коэффициент безопасности для однородной структуры материала.

2.2.3. Допускаемые напряжения в расчете
на изгибную выносливость

Этот вид расчета исключает усталостную поломку зубьев. Определяют допускаемые напряжения раздельно для шестерни и колеса по формуле:

, МПа

(шестерня)=295 МПа

(колесо)=250 МПа где

– среднее значение твердости;

– коэффициент безопасности.

2.3. Проектировочный расчет косозубой
зубчатой передачи

Цель расчета: определение межосевого расстояния и других параметров передачи, исключающих выкрашивание рабочей поверхности зубьев в работающей зубчатой паре.

Ориентировочное значение межосевого расстояния

= =84.5 мм

где – крутящий момент на колесе, Н м;

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии

– коэффициент относительной ширины колеса для любых колес при симметричном расположении относительно опор.

По ГОСТ 2185-66 принимаю межосевое расстояние ( ) 90мм

Модуль передачи m=(0.01…0.02)=1.75мм ,
который округляют до ближайшего стандартного значения.

Стандартный ряд (выборка) модулей

	1-й ряд		1,25	1,5		2,5
2-й ряд			1,75	2,25	2,75	3,5	4,5	5,5

Все параметры зацепления выражаются через модуль.

Ширина колеса определяется равенством: ,мм.

b₂=38 мм

Ширина шестерни назначается , мм.

b₁ По ГОСТ 6636-69 принимаю ширину 40 мм

Устанавливают угол наклона зуба: .

Β_min=arcsin(7/38)=10.6

Минимальный угол наклона зуба .

Затем определяют:

- суммарное число зубьев передачи принимая в качестве целую часть числа ;

- число зубьев шестерни , округляя до целого числа ;

- число зубьев колеса .

Уточняют значение угла наклона зубьев

Уточняют фактическое передаточное число и его отклонение от заданного:

, .

Производится расчет геометрических параметров зубчатых колес по формулам, приведенным в таблице 7.

Таблица 7.

Расчет геометрических размеров зубчатых колес

Наименование параметра	Обозначение	Формула

1. Делительный диаметр, мм	шестерни
колеса


2. Межосевое расстояние, мм
3. Диаметр вершин зубьев, мм	шестерни
колеса
4. Диаметр впадин зубьев, мм	шестерни
колеса

2.3.1. Проверочный расчет зубчатой передачи
на выносливость при изгибе

Для исключения усталостной поломки зубьев необходимо сопоставить расчетное местное напряжение от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемые напряжения :