2 (Курсовой проект (ИУ) №6), страница 3
Описание файла
Файл "2" внутри архива находится в следующих папках: Курсовой проект (ИУ) №6, Готовый курсовик8, TO_PRINT. Документ из архива "Курсовой проект (ИУ) №6", 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 "2"
Текст 3 страницы из документа "2"
7. Расчет валов редуктора
7.1. Проектный расчет валов
Для расчёта диаметров вала согласно [4,5] будем использовать следующую формулу:
, (22)
Здесь
Мкр - момент, действующий на вал [Н·мм];
[τ]кр – допускаемое напряжение на кручение [МПа].
[τ]кр = 253МПа [5].
Расчет диаметра всех валов дает (табл. 12):
Таблица 8. Проектный расчет диаметров валов редуктора
№ вала Параметр | 1 (входной) | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 (выходной) |
Mкр, Н∙мм | 52 | 120 | 320 | 890 | 2450 | 7000,00 |
d, мм | 0.66 | 1,21 | 2,56 | 1,7 | 2.4 | 3,4 |
Округляя полученные значения до ближайшего рекомендуемого, а так же руководствуясь конструктивными соображениями, назначаем диаметры валов из стандартного ряда по ГОСТ 12080-66 (диаметр первого вала – это диаметр выходного вала двигателя):
Таблица 9. Диаметры валов редуктора, согласованные со стандартным рядом
№ вала | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 |
d, мм | 4,0 | 4,0 | 4,0 | 4,0 | 4,0 | 6,0 |
7.2. Расчет вала на прочность
Для расчёта выберем предпоследний вал, как наиболее нагруженный.
При расчете принимаем:
-
Ширина шестерни: 7.5 мм
-
Ширина колеса: 3 мм
-
Расстояние между шестернёй и опорой 5 мм
-
Расстояние между колесом и опорой 17 мм
-
Ширина опоры 3 мм
Из этого следует, что общая длина вала 35,5 мм
Расчет сил, действующих на вал, ведем по формулам:
, (23)
где d – диаметр начальной окружности колеса или шестерни. Принимаем d равным диаметру делительной окружности, т. к. x = 0
Mкр – крутящий момент на валу
, (24)
Где α = 20
Значения сил, приложенных к валу, приведены в табл. 10:
Таблица 10. Значения сил, приложенных к валу 5
Pк = 288,23 Н | Rк = 104,9 Н |
Pш = 102,08 Н | Rш = 37,12 Н |
Изобразим расчетную схему для вала и проекции сил на плоскости ZX и ZY (рис 4-6):
Рисунок 4. Расчетная схема вала 5
Рисунок 5. Проекции сил, приложенных к валу 5, на плоскость ZX
Рисунок 6. Проекции сил, приложенных к валу 5, на плоскость ZY
Для определения неизвестных реакций X1, X2, Y1, Y2 составим системы уравнений равновесия вала:
Плоскость ZX:
Плоскость ZY:
Решения уравнений предстиавлены в табл. 15:
Таблица 15. Значения сил реакций опор на валу 5
X1 = 261.72 Н | Y1 = 67,25 Н |
X2 = 128,5 Н | Y2 = 0,53Н |
Эпюры моментов, действующих на вал, показаны на рис. 7 (все моменты показаны в [Н∙мм]):
Рисунок 7. Эпюры моментов на валу 5
Определим изгибающий момент в опасном сечении определим по формуле [4]:
(Н∙мм). (25)
Рассчитываем диаметры вала по формуле:
(26)
где
- приведённый момент в опасном сечении ( – изгибающий момент в опасном сечении, Mк – крутящий момент), расчет ведем по энергетической теории прочности, т.е. [4]
- допускаемое напряжение на изгиб (МПа), определяется по формуле [4].
В качестве материала для валов выберем сталь 40Х с улучшением, МПа, МПа, твердость .
C учётом сказанного, получим:
7.3. Расчет вала на жесткость
При значительной длине и недостаточной крутильной жёсткости валика упругий мёртвый ход в механизме может оказаться недопустимо большим. Для того, чтобы значение упругого мёртвого хода не превосходило допустимый угол закручивания, должно выполняться соотношение [4]:
мм, (27)
где Н*мм – крутящий момент,
мм – рабочая длина вала,
Па – модуль упругости при сдвиге,
- допускаемое значение угла закручивания вала
С учётом проведённых расчетов и значения диаметра вала выбранного двигателя, назначаем диаметры валов из стандартного ряда по ГОСТ 12081-72:
Таблица 16. Диаметры валов редуктора, согласованные со стандартным рядом
№ вала | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 |
d, мм | 4,0 | 4,0 | 4,0 | 4,0 | 4,0 | 6,0 |
8. Расчет опор редуктора
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 [4]:
, (28)
где n – частота вращения вала;
Lh – время работы;
P – эквивалентная динамическая нагрузка[4]:
, (29)
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 17. Параметры выбранных подшипников
Вал | 1,2,3,4,5 | 6 |
Диаметр вала, мм | 4 | 6 |
Подшипник | 1000093 | 1000095 |
d, мм | 3 | 5 |
D, мм | 8 | 13 |
B, мм | 3 | 3 |
r, мм | 0,2 | 0,2 |
Dw, мм | 1,588 | 1,300 |
КПД подшипников [4]:
, (30)
Где (31)
мм
9. Точностной расчет разрабатываемой конструкции
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 [2]
(32)
Поскольку в ТЗ задан мелкосерийный характер производства, воспользуемся методом максимума-минимума.
9.1. Определение погрешности мертвого хода
Общая погрешность мёртвого хода состоит из люфтовой погрешности цепи и упругого мёртвого хода валов [2]
(33)
Определение люфтовой погрешности передачи.
Вычислим межосевые расстояния (см. табл. 11).
Определим по графику [2] собственную люфтовую погрешность Δφ7H для передачи c 7 степенью точности, сопряжением H и модулем m=0.5 мм.
Определим собственную люфтовую погрешность для разрабатываемой конструкции [2]:
(34)
где Kc – коэффициент, вносящий поправку при выборе степени точности 7G. Kc = 1,6 [2].
Km - коэффициент, вносящий поправку для модулей: m=0,6 мм: Km = 0,9; m=0,8 мм: Km = 0,7 [1].
Результаты представим в сводной таблице (табл.18):
Таблица 18. Значение люфтовой погрешности ступеней редуктора
I(1) | I(2) | II(3) | II(4) | III(5) | III(6) | IV(7) | IV(8) | V(9) | V(10) | ||||
Z | 18 | 45 | 17 | 45 | 17 | 48 | 17 | 48 | 17 | 50 | |||
m | 1 | 1 | 1 | 1 | 1 | ||||||||
aω, мм | 31,5 | 31 | 32,5 | 32,5 | 33,5 | ||||||||
Δφ`7H | 8,5 | 8,5 | 8,7 | 9,2 | 9,2 | ||||||||
Δφ`л | 13,6 | 13,6 | 13,92 | 12,89 | 10,02 |
Найдём люфтовую погрешность передачи по формуле [2]:
(35)
Здесь , , , и - передаточные отношения от валов редуктора к выходному валу.