РПЗ (Курсовой проект (ИУ) №4), страница 4
Описание файла
Файл "РПЗ" внутри архива находится в следующих папках: Курсовой проект (ИУ) №4, Готовый курсовик5, Чертежи. Документ из архива "Курсовой проект (ИУ) №4", 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 "РПЗ"
Текст 4 страницы из документа "РПЗ"
,
Тогда контактное напряжение на ведомом колесе:
Н*мм –суммарный момент на выходном валу,
- коэффициент расчетной нагрузки,
=48,5 МПа для стальных прямозубых цилиндрических колёс,
- передаточное отношение,
– делительное межосевое расстояние.
Проверочный расчёт на контактную прочность показывает, что зубчатые колёса удовлетворяют условиям прочности, т.к. < .
Таким образом, выбранный модуль выбран успешно и из условия изгибной прочности, и из условия контактной прочности.
-
Геометрический расчет колес и передач
Расчет проведем по формулам:
Делительный диаметр:
Диаметр вершин зубьев:
Диаметр впадин:
Ширина колеса:
ψbm – коэффициент, равный отношению ширины зубчатого венца к модулю.
ψbm =8.
Ширина шестерни:
Делительное межосевое расстояние:
Т.к. колеса прямозубые, то .
Т.к. , c*=0.35 ,
Т.к. колеса нулевые, то .
Таблица 15
|
|
|
|
|
|
|
|
|
| ||||
z | 21 | 52 | 19 | 53 | 19 | 55 | 19 | 55 | 28 | 81 | |||
, мм | 10,5 | 26 | 9,5 | 26,5 | 9,5 | 27,5 | 13,3 | 38,5 | 14,0 | 40,5 | |||
, мм | 11,5 | 27 | 10,5 | 27,5 | 10,5 | 28,5 | 14,3 | 39,5 | 15,0 | 41,5 | |||
, мм | 9,15 | 24,65 | 8,15 | 25,15 | 8,15 | 26,15 | 11,95 | 37,15 | 12,65 | 39,15 | |||
, мм | 4,75 | 4 | 4,75 | 4 | 4,75 | 4 | 5,7 | 4,8 | 4,75 | 4 | |||
, мм | 18,25 | 18,00 | 18,50 | 25,9 | 27,25 |
Рис. 3.Параметры зубьев
Рис. 4. Кинематическая схема редуктора в аксонометрии
-
Расчет валов и опор редуктора
Выберем материал для валов – сталь 40Х с улучшением, МПа, МПа, твердость .
Расчет будем проводить по 6 валу.
-
Проектный расчет валов
Для расчёта диаметров вала согласно [1] будем использовать следующую формулу:
, где
Мкр - момент, действующий на вал [Н·мм];
[τ]кр – допускаемое напряжение на кручение [МПа].
Так как при проектном расчёте не учитывается изгиб вала, то принимаем пониженное значение допустимого напряжения [τ]кр = 20МПа.
Расчет диаметра всех валов дает:
Таблица 16
№ вала Параметр | 1 (входной) | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 (выходной) |
Mкр, Н∙мм | 16 | 38 | 104 | 292 | 820 | 2300 |
d, мм | 1,59 | 2,12 | 2,96 | 4,18 | 5,50 | 6,92 |
Из технологических соображений назначаем диаметры валов из стандартного ряда по ГОСТ 12081-72:
Таблица 17
№ вала | 1-й вал | 2-й вал | 3-й вал | 4-й вал | 5-й вал | 6-й вал |
d, мм | 4.0 | 4.0 | 4.0 | 5.0 | 6.0 | 7.0 |
-
Расчет вала на прочность
Для расчёта выберем предпоследний вал, как наиболее нагруженный.
При расчете принимаем:
-
Ширина шестерни: 4,0 мм
-
Ширина колеса: 2,0 мм
-
Расстояние между шестернёй и опорой 7,0 мм
-
Расстояние между колесом и опорой 3,5 мм
-
Ширина опоры 3 мм
Из этого следует, что общая длина вала 22,5 мм
Расчет сил, действующих на вал, ведем по формулам:
, где
d – диаметр делительной окружности колеса или шестерни
Принимаем d равным диаметру делительной окружности, т. к. x = 0
Mкр – крутящий момент на валу
, где
α = 20
Значения сил, приложенных к валу:
Таблица 18
Pк = 42,60 Н | Rк = 15,51 Н |
Pш = 117,14 Н | Rш = 42,64 Н |
Изобразим расчетную схему для вала:
Проекции сил, приложенных к валу на плоскость ZX:
Проекции сил, приложенных к валу на плоскость ZY:
Для определения неизвестных реакций X1, X2, Y1, Y2 составим системы уравнений равновесия вала:
Плоскость ZX:
Плоскость ZY:
В результате решения уравниний находим:
X1 = 67,12 Н | Y1 = 14,91 Н |
X2 = 92,62Н | Y2 = 12,22 Н |
Эпюры моментов, действующих на вал (все моменты показаны в [Н∙мм]):
Определим изгибающий момент в опасном сечении:
(Н∙мм).
Рассчитываем диаметры вала по формуле:
, где
- приведённый момент в опасном сечении ( – изгибающий момент в опасном сечении, Mк – крутящий момент
- допускаемое напряжение на изгиб (МПа), определяется по формуле [3].
В качестве материала для валов выберем сталь 40Х с улучшением, МПа, МПа, твердость .
C учётом сказанного, получим:
-
Расчет вала на жесткость
Для ограничения упругого мертвого хода:
мм,
где Н*мм – крутящий момент,
мм – рабочая длина вала,
МПа – модуль упругости при сдвиге,
- допускаемое значение угла закручивания вала
С учётом проведённых расчетов и значения диаметра вада выбранного двигателя, назначаем диаметры валов из стандартного ряда по ГОСТ 12081-72:
Таблица 19
№ вала | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 |
d, мм | 4,0 | 4,0 | 4,0 | 6,0 | 7,0 |
-
Расчёт подшипников качения
Поскольку в разрабатываемом редукторе присутствует только радиальная нагрузка на валы, то выбираем радиальные шарикоподшипники. Расчет будем вести по динамической грузоподъемности, т.к. частота вращения валов больше 1 об/мин, используя следующую формулу:
, где
n – частота вращения вала;
Lh – время работы;
P – эквивалентная динамическая нагрузка:
, где
Fa – осевая нагрузка на вал (Fa = 0);
Fr – радиальная нагрузка на вал;
V – коэффициент вращения
V = 1, т. к. вращается внутреннее кольцо;
X – коэффициент радиальной нагрузки
X = 1;
Y – коэффициент осевой нагрузки
Y = 0;
Kб – коэффициент безопасности
Kб = 1, т.к. работа идет без толчков;
Kт – температурный коэффициент
Kт = 1, т.к. рабочая температура ниже 125 С
Наибольшая радиальная сила, действующая на вал в подшипниках, составляет:
Н
Тогда:
Н
Н,
Выберем подшипник, удовлетворяющий требованию: :
Таблица 20
Вал | 1,2,3, 4, 5 |
Диаметр вала, мм | 4 |
Подшипник | 1000093 |
d, мм | 3 |
D, мм | 8 |
B, мм | 3 |
r, мм | 0,2 |
Dw, мм | 1,588 |
КПД подшипников:
,
где
мм
-
Точностной расчет разрабатываемой конструкции
11.1 Метод 1
Приняв во внимание предъявляемые в ТЗ требований к эксплуатации, температурного режима разрабатываемого устройства, значений коэффициентов линейного расширения материалов зубчатых колёс и корпуса, назначим для всех передач 7 степень точности и сопряжение G.
Целью данного расчёт является определение общей погрешности кинематической цепи и сравнение её с допустимым значением [ . Общая погрешность кинематической цепи находится как сумма кинематической погрешности цепи и погрешности мёртвого хода цепи . Таким образом проверяемое условие для погрешности будет иметь вид