РПЗ (1060400), страница 3

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 3)

МПа (15)

Действительное контактное напряжение на колесе:

(16)

где М – момент на валу (см. табл.5),

- коэффициент расчетной нагрузки,

=48,5 МПа для стальных прямозубых цилиндрических колёс,

- передаточное отношение,

b₂ = ψ_b·m – ширина колеса (4,8 мм для предпоследнего и 6,4 мм для последнего колеса),

a_w = 0.5·m·(Z₁+Z₂) – делительное межосевое расстояние (20,1 мм для предпоследнего и 26,8 мм для последнего колеса).

Для последнего колеса:

Для предпоследнего колеса:

Проверочный расчёт на контактную прочность показывает, что зубчатые колёса удовлетворяют условиям прочности, т.к. < .

6. Геометрический расчёт кинематики проектируемой конструкции

По проведенным кинематическому и прочностному расчетам можно сделать расчет геометрических параметров зубчатых колес, входящих в проектируемы привод.

Рисунок 2. Геометрические параметры зубчатых колес

Геометрические размеры зубчатых колес находятся по справочным таблицам [1].

Делительный диаметр

d₁=m·Z₁/cosβ=m·Z₁ т.к. колесо прямозубое, то β=0 (17)

Диаметр вершин зубьев

d_a=m·z/cosβ+2·m· (h_a+x₁₂)=m· (z+2) т.к. h_a=1, x₁₂=0 (18)

Диаметр впадин

d_f=m·z/cosβ-2·m· (h_a+c-x₁₂)=m(z-2-2·c); Так как 0.5≤m<1, то c=0.35. (19)

Ширина колес

b₂ = ψ_bm·m, (20)

где ψ_bm – коэффициент, равный отношению ширины зубчатого венца к модулю. Выберем ψ_bm =6 для ступеней I, II и III, и ψ_bm =8 для ступеней IV и V.

Ширину шестерни, исходя из конструкторских соображений, выберем в 2 раза больше, чем ширина колеса, за исключением последней шестерни (для нее исходя из конструктивных соображений примем b₁= 8мм)

Делительное межосевое расстояние

a_ω=0.5·m·(Z₁+Z₂)/cosβ=0.5·m·(Z₁+Z₂) (21)

Рассчитанные по формулам (17)-(21) геометрические параметры зубчатых колес приведены в табл. 11.

Таблица 11. Значения геометрических параметров зубчатых колес

К

Рисунок 3. Кинематическая схема проектируемого устройства

инематическая схема ЭМП представлена на рис. 3.

7. Расчет валов редуктора

7.1. Проектный расчет валов

Для расчёта диаметров вала согласно [4,5] будем использовать следующую формулу:

, (22)

Здесь

М_кр - 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 [5].

Расчет диаметра всех валов дает (табл. 12):

Таблица 12. Проектный расчет диаметров валов редуктора

№ вала Параметр	1 (входной)	2	3	4	5	6 (выходной)
Mкр, Н∙мм	9,73	24,60	66,63	188,14	531,24	1500,00
d, мм	1,34	1,84	2,56	3,6	5,1	7,2

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 13. Диаметры валов редуктора, согласованные со стандартным рядом

№ вала	1	2	3	4	5	6
d, мм	4,0	5,0	5,0	5,0	6,0	8,0

7.2. Расчет вала на прочность

Для расчёта выберем предпоследний вал, как наиболее нагруженный.

При расчете принимаем:

1. Ширина шестерни: 8 мм

2. Ширина колеса: 4,8 мм

3. Расстояние между шестернёй и опорой 2 мм

4. Расстояние между колесом и опорой 5 мм

5. Ширина опоры 4 мм

6. Расстояние между колесом и шестерней 6,7 мм

Из этого следует, что общая длина вала 34,5 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

M_кр – крутящий момент на валу

, (24)

Где α = 20

Значения сил, приложенных к валу, приведены в табл. 14:

Таблица 14. Значения сил, приложенных к валу 5

Pк = 35,40 Н	Rк = 12,88 Н
Pш = 78,09 Н	Rш = 28,42 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 = 68,53 Н	Y1 = 17,00 Н
X2 = 44,96 Н	Y2 = -1,46 Н

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, M_к – крутящий момент),орасчет 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	5,0	5,0	5,0	6,0	8,0

Характеристики

Список файлов курсовой работы