Расчет электрического привода (стр. 3 из 8)

;

/3, с. 138/.

.

МПа

что допустимо.

Для шестерни

;

/3, с. 143/;

МПа

что допустимо.

3.4.4 Проверка зубьев колес не статическую прочность по кратковременно действующим пиковым моментам

Целью расчета является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения зубьев при действии пикового момента /1, с. 26/.

Допускаемое напряжение вычисляют в зависимости от вида термической обработки и возможной частоты приложения пиковой нагрузки

,

где

– максимально возможное значение коэффициента долговечности стали при улучшении;

– коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки.

МПа

прочность обеспечена.

3.5 Проверочный расчет передачи при помощи ПК «Компас»

Программный комплекс «Компас» осуществляет геометрический и проверочный расчет различных передач. Расчеты осуществляются по ГОСТ. В программе имеется возможность ввести данные, полученные ручным путем, для проверки существования зацепления. В результате расчета выявлено, что зацепление с найденными параметрами существует (рис. 3.5.1).

4. Расчет открытой цилиндрической передачи

Индексы валов привода, которые предложены в кинематическом расчете, поменяем следующем образом, вал, который является быстроходным в передаче, будет иметь индекс «1», а тихоходный – индекс «2», это связано с удобством ведения расчета.

Открытые зубчатые передачи не рассчитываются на выносливость поверхностей зубьев по контактным напряжениям, так как в этих передачах процесс абразивного износа поверхностей зубьев происходит быстрее, чем процесс их выкрашивания от возникающих в поверхностных слоях материала переменных контактных напряжений. Расчет открытой цилиндрической передачи проведем по методики предложенной /3/ с рекомендациями по расчету открытых зубчатых передач /4/.

4.1 Материалы зубчатых колес и способ упрочнения зубьев

С целью сокращения номенклатуры материала для шестерни и колеса выбираем одну и ту же сталь – 40Х.

Назначаем для шестерни и колеса твердость рабочих поверхностей зубьев – НB 300 /3, с. 129/ с термической обработкой – улучшение.

4.2 Определение допускаемых напряжений

Расчет зубчатых передач на прочность выполняют по допускаемым контактным

и изгибным напряжениям. Эти напряжения определяют по зависимостям, приведенным в ГОСТ 21354-87, но без ряда коэффициентов, в большинстве случаев равных или близких единице /3, с. 130/.

4.2.1 Допускаемое контактное напряжение

Допускаемое контактное напряжение, не вызывающее опасной контактной усталости материала

,

где

– предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа;

– минимальный коэффициент запаса прочности;

– коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи.

МПа /3, с. 132/;

– для зубчатых колес с одинаковой структурой материала при улучшении;

– для длительно работающей передачи (с ресурсом ч).

МПа.

4.2.2 Допускаемое изгибное напряжение

Допускаемое напряжение изгиба при расчете на прочность

,

где

– предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений и определяемый экспериментально на основе кривых усталости /3, с. 132/, МПа;

– минимальный коэффициент запаса прочности;

– коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;

– коэффициент долговечности.

МПа /3, с. 132/;

– для зубчатых колес, изготовленных из паковок;

– при одностороннем приложении нагрузки;

– для длительно работающей передачи (с ресурсом ч).

МПа.

4.3 Определение параметров передачи

4.3.1 Межосевое расстояние

Из условия сопротивления контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев /3, с. 136/

,

где

– вспомогательный коэффициент;

– для прямозубых передач;

– номинальный вращающий момент на колесе, Hм;

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии до приработки зубьев;

Коэффициент

принимаем в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев, расположения опор и коэффициента /3, с. 136/.

Коэффициент ширины венца зубчатого колеса цилиндрической передачи относительно диаметра

;

Коэффициент ширины венца зубчатого колеса цилиндрической передачи относительно межосевого расстояния /3, с. 139/

;

;

;

мм.

Принимаем до стандартного ближайшего значения /3, с. 139/

мм.

4.3.2 Ширина венца зубчатых колес

Ширина венца зубчатого колеса определим

мм;

Принимаем

мм /3, с. 539/;

Для компенсации неточностей установки колес ширину венца шестерни

принимаем на 3..5 мм больше ширины колеса

мм.

4.3.3 Модуль

Из условия сопротивления изгибной усталости /3, с. 140/

;

где

– вспомогательный коэффициент;

– для прямозубых передач /3, с. 140/;

мм.

В открытых передачах расчетное значение модуля увеличивают не менее 30% из-за повышенного изнашивания зубьев /4, с.62/, поэтому примем

мм /3, с. 140/.

4.3.4 Числа зубьев передачи