Sneak° РПЗ (Готовый курсовой проект неизвестного варианта (8)), страница 2
Описание файла
Файл "Sneak° РПЗ" внутри архива находится в папке "Готовый курсовой проект неизвестного варианта (8)". Документ из архива "Готовый курсовой проект неизвестного варианта (8)", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "основы конструирования приборов (окп)" из , которые можно найти в файловом архиве МГТУ им. Н.Э.Баумана. Не смотря на прямую связь этого архива с МГТУ им. Н.Э.Баумана, его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "курсовые/домашние работы", в предмете "основы конструирования приборов (окп)" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "Sneak° РПЗ"
Текст 2 страницы из документа "Sneak° РПЗ"
Назначим число зубьев для всех шестерён z1 = z3 = z5 = 24, исходя из соображений максимума точности передачи.
Согласно формуле выберем число зубьев колёс и представим результат в таблице 3:
Табл. 3 Числа зубьев колёс и шестерен редуктора | |||
Номер ступени | Передаточное отношение | Назначенные числа зубьев | |
Шестерня | Колесо | ||
I | 2,58 | 24 | 62 |
II | 8 | 24 | 192 |
III | 8 | 24 | 192 |
Поскольку выбор числа зубьев осуществляется из рекомендуемого стандартного ряда [1], результирующее передаточное отношение может несколько отличаться от расчетного. Погрешность (Δi) фактического передаточного отношения от расчетного не должна превышать 10%, где (6).
Фактическое передаточное отношение iфактич находим по формуле [1]:
(7)
Вычисляем погрешность передаточного отношения [1]:
Следовательно, выбор числа зубьев колес и шестерен был произведен верно.
Силовой расчет ЭМП
Проверочный расчет выбранного двигателя
Так как на данном этапе проектирования известна кинематическая схема ЭМП, то из соотношения приведения моментов [1]:
(8)
Здесь
Mi, Mi – момент нагрузки на i-ом и j-ом валах.
iij – передаточное отношение i-го и j-го вала.
ηij – КПД передачи. Для цилиндрической передачи ηij=0.98.
ηподш – КПД подшипников, в которых установлен ведущий вал. Для подшипников скольжения примем ηподш =0.97.
Составим таблицу 4 моментов нагрузки (все моменты даны в Н∙мм):
Табл. 4 моменты нагрузки на валах редуктора. | |||
= Мст.пр. |
|
| = =J∙ε |
3,80 | 9,34 | 71 | 540 |
Определим суммарный момент, приведенный к валу двигателя [1]:
Н∙мм (9)
где кг∙м2 – момент инерции ротора двигателя,
- коэффициент, учитывающий инерционность собственного зубчатого механизма двигателя; для двигателя серии ДИД выберем
кг∙м2 – момент инерции нагрузки,
1/с2 – ускорение вращения вала двигателя.
Так как режим работы двигателя подразумевает частое изменение скорости, то предварительную проверку правильности выбора двигателя выполним, согласно условию (10).
По паспортным данным Мном =560 Н·мм, то есть – верно двигатель выбран правильно.
Такими образом, выбранный двигатель сможет обеспечить нужно угловое ускорение нагрузки при старте.
Расчёт зубчатых колёс на изгибную прочность
Расчет на изгибную прочность проводим для наиболее нагруженной ступени редуктора, т.е. в нашем случае для ступени Z5-Z6. При этом модуль определяется по менее прочному колесу зубчатой элементарной пары соотношением [1,2]:
(11)
где m – модуль прямозубых колес;
Km – коэффициент, для прямозубых колёс равный 1,4 [1,2];
K – коэффициент расчетной нагрузки, K=1.1...1.5 (выбирается согласно [1,2]), выбираем значение K=1.3;
M – крутящий момент, действующий на рассчитываемое колесо [Н·мм],
YF – коэффициент формы зуба, выбирается из таблицы [1,2], в нашем случае для шестерни: YF=3,98, для колеса YF=3.77;
ψв – коэффициент формы зубчатого венца, для мелкомодульных передач ψв=3...16 (согласно [1]), выбираем ψв=10;
– допускаемое напряжение при расчете зубьев на изгиб [МПа];
Z – число зубьев рассчитываемого колеса.
С учётом назначения передачи, характера действующей нагрузки, условий эксплуатации, массы, габаритов и стоимости и других конструктивных соображений, выбираем материалы для элементов передач (таблица 5):
Табл. 5 Физико-механические свойства материалов колёс и шестерней редуктора | |||
Вал-шестерня | Шестерня | Колесо | |
Материал | Сталь 40Х | Сталь 45 | Сталь 35 |
Твердость HB | 200-250 | 190-240 | 196-263 |
Твердость HRC | 50-55 | 40-50 | 30-40 |
α, 1/°C | 11·10-6 | 11·10-6 | 11·10-6 |
Модуль упругости E, МПа | 2,1·105 | 2,1·105 | 2,1·105 |
Плотность ρ, г/см3 | 7,85 | 7,85 | 7,85 |
Предел прочности σв, МПа | 1000 | 580 | 520 |
Предел текучести σт, МПа | 800-850 | 360 | 320 |
Предел выносливости σ-1 МПА | 430 | 245 | 225 |
Термообработка | Отжиг, закалка, отпуск | нормализация, закалка, отпуск |
Рассчитаем допустимое напряжение изгиба [2]:
Для вал-шестерни: МПа,
Для шестерни: МПа,
Для колеса: МПа.
Здесь n – коэффициент запаса прочности, в обоих случаях выбираем n=1,7 [2].
Вычислим отношения для шестерни и колеса:
Для вал-шестерни: ;
Для шестерни: ;
Для колеса: .
Расчёт ведём по колесу, для которого соотношение имеет большее значение.
Подставляя данные в формулу (11) получаем
(мм)
Исходя из конструктивных соображений, назначаем модули зацепления на все передачи равными 0.4 мм.
Расчёт зубчатых колёс на контактную прочность
Расчет проводим наиболее нагруженного колеса.
Для цилиндрических прямозубых колес допустимое контактное напряжение определяем по формуле [2]:
МПа (12)
Действительное контактное напряжение на колесе [2]:
МПа (13)
где Н∙мм – момент нагрузки на выходном валу,
[2] - коэффициент расчетной нагрузки,
=48,5 МПа для стальных прямозубых цилиндрических колёс [1],
- передаточное отношение,
b2 = ψb·m = 4 мм – ширина колеса,
aw = 0.5·m·(Z5+Z6) = 43,2 мм – делительное межосевое расстояние.
Проверочный расчёт на контактную прочность показывает, что зубчатые колёса удовлетворяют условиям прочности, т.к. < .
Геометрический расчёт кинематики проектируемой конструкции
По проведенным кинематическому и прочностному расчетам можно сделать расчет геометрических параметров зубчатых колес (см. рис.1) , входящих в проектируемы привод.
Рис. 2 Геометрические параметры зубчатых колёс
Геометрические размеры зубчатых колес находятся по формулам [1].
Делительный диаметр
d1=m·Z/cosβ=m·Z (14)
т.к. колесо прямозубое, то β=0.
Диаметр вершин зубьев
da=m·z/cosβ+2·m· (ha+x12)=m· (z+2) так как ha=1, x12=0 (15)
Диаметр впадин
df=m·z/cosβ-2·m· (ha+c-x12)=m(z-2-2·c), так как m≤0.5, то c=0.5 (16)
Ширина колес
b2 = ψbm·m (17)
где ψbm = 3..16 – коэффициент, равный отношению ширины зубчатого венца к модулю. Согласно [1,2] выберем ψbm =10.
Ширина шестерни
b1 = b2 + 1,5m (18)
Делительное межосевое расстояние
aω=0.5·m·(Z1+Z2)/cosβ=0.5·m·(Z1+Z2) (19)
Расчитаные по формулам (14) - (19) геометричесие параметры зубчатых колёс приведены в таблице 6.
Табл. 6 Значения геометрических параметров зубчатых колёс | |||||||
№ | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | |
Z | 24 | 62 | 24 | 192 | 24 | 192 | |
d1, мм | 9,6 | 24,8 | 9,6 | 76,8 | 9,6 | 76,8 | |
da, мм | 10,4 | 25,6 | 10,4 | 77,6 | 10,4 | 77,6 | |
df, мм | 8,4 | 23,6 | 8,4 | 75,6 | 8,4 | 75,6 | |
b, мм | 4,6 | 4 | 4,6 | 4 | 4,6 | 4 | |
aω, мм | 17,2 | 43,2 | 43,2 |
На данном этапе проектирования возникает необходимость вставить между колёсами 5 и 6 дополнительное паразитное колесо, что обеспечит выполнение главного требования технического задания: выходное отверстие диаметром d = 50 мм должно быть всегда свободно на просвет для прохода света.
Из геометрических соображений, выбираем параметры паразитного колеса (таблица 7):
Табл. 7 Значения геометрических параметров паразитного колёса | ||
п | 190 | |
d1, мм | 76 | |
da, мм | 76,6 | |
df, мм | 74,8 | |
b, мм | 4 |
Кинематическая схема ЭМП представлена на рис.3:
Рис. 3 Кинематическая схема проектируемого устройства.
Расчет валов редуктора
Проектный расчет валов