bzk_MGTU_RL5_KP_ServomechanismDrive_RPZ_ Text (1060457), страница 3

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

Текст из файла (страница 3)

передача	вал	тип	d, мм	da , мм	c*	df , мм	a, мм	b, мм
4		колесо	100,0	101,0	0,50	98,50	56,3	4,0
		шестерня	12,5	13,5	0,50	11,00		5,0
3		колесо	33,6	34,2	0,50	32,70	20,3	2,4
		шестерня	6,9	7,5	0,50	6,00		3,0
2		колесо	26,1	26,7	0,50	25,20	16,4	0,9
		шестерня	6,6	7,2	0,50	5,70		1,5
1		колесо	26,1	26,7	0,50	25,20	16,4	0,9
		шестерня	6,6	7,2	0,50	5,70		1,5

3.6 Расчёт валов редуктора

Расчёт проводится по известной формуле (смотри [16]) аппроксимировано через крутящий момент на выходном валу с обеспечением достаточного запаса и выполнением рекомендаций по соотношениям их размеров, что позволяет использовать лишь расчёт на кручение.

d_в - диаметр вала из расчёта на прочность, мм;

М_кр - максимальный крутящий момент на валу, Н мм;

- допустимое напряжение для вала, материал валов - определяется материалом нарезаемых на них шестерён, то есть, АС40 с улучшением, для них .

,

выберу 5 мм (в конструкции используется пружинное кольцо для ограничения продольного перемещения нагрузки по выходному валу, внутренний диаметр кольца 5мм).

3.7 Расчёт подшипников редуктора

Расчёт и подбор шарикоподшипников провожу по наиболее нагруженным опорам на выходном и предпоследнем валах с использованием известных формул (смотри [16]).

(С)_р - расчётная динамическая нагрузка подшипника, Н;

- частота вращения i-го вала, об/мин;

L_h - требуемая долговечность L_h = 900 час;

Для прямозубых цилиндрических колёс F_a = 0, соответственно, X = 1, Y = 0;

V = 1 - так как у всех подшипников в этой конструкции вращается внутреннее кольцо;

В связи с тем, что температурный режим работы подшипников лежит в широких пределах, температурный коэффициент запаса выберу равным К_Т = 1,5;

Режим частых пусков и реверсов сопровождается умеренными толчками и вибрационной нагрузкой на элементы ЭМП, перегрузки до 200%, поэтому коэффициент безопасности выберу равным 1,8 из диапазона ;

F_r - большая из радиальных нагрузок на опоры вала, Н;

- нагрузка подшипника, Н.

,

R - суммарная нагрузка на обе опоры, Н;

- крутящий момент на валу, Н мм;

- диаметр колеса, установленной на рассчитываемом валу, мм.

- диаметр шестерни, установленной на рассчитываемом валу, мм.

Для выходного вала действует лишь один момент на одном колесе:

,

с учётом геометрических размеров вала (смотри чертёж общего вида):

.

Для предпоследнего вала:

,

с учётом геометрических размеров вала (смотри чертёж общего вида):

.

В связи с тем, что расчёты для всех ступеней одинаковы, а также, что из опыта подобных расчётов известно, что можно заменить в этих формулах расчёт умножением момента на валу на коэффициент K_Fr, (1/мм), учитывающий размеры и положение вала относительно других валов, причём его значение не превышает 0,25. Поэтому для остальных валов выберу этот коэффициент равным 0,25 для дальнейшего расчёта момента трения в подшипниках (для первых двух этот коэффициент вычисляется следующим образом:

;

;

.

передача	вал	тип	KFr, 1/мм	Fr	n, об/мин	(C)P, Н
4		колесо	0,015	14,25	9,85	30,13
		шестерня	0,156	19,09	78,79	80,75
3		колесо
		шестерня	0,250	6,48	383,67	46,43
2		колесо
		шестерня	0,250	1,69	1 517,2	19,14
1		колесо
		шестерня	0,250	0,44	6 000	-

Момент трения подшипника определяют по формуле:

- диаметр окружности, проходящей через центры шариков шарикоподшипника, мм;

d_ш - диаметр шариков шарикоподшипника, мм.

М_{тр п} - момент трения в подшипнике, Н мм.

передача	вал	тип	Подшипник	dподш, мм	Dподш, мм	Bподш, мм	dш подш, мм	d0, мм	Мтр п, Н мм
4		колесо	1840096	6,00	15,00	4,00	2,38	10,50	1,99
		шестерня	1000092	2,00	6,00	2,30	1,00	4,00	2,07
3		колесо
		шестерня	1000092	2,00	6,00	2,30	1,00	4,00	0,81
2		колесо
		шестерня	1000092	2,00	6,00	2,30	1,00	4,00	0,33
1		колесо
		шестерня	-	-	-	-	-	-	-

3.8 Расчёт предохранительной муфты

По рекомендации для предохранения привода от перегрузки по моменту на выходном валу, выбрана фрикционная предохранительная муфта. Расчёт ведётся по рекомендованной методике.

Так как , где:

и - радиусы трения двух частей муфты (смотри конструкцию - по конструктивным соображениям для уменьшения общих размеров редуктора было нужно уменьшить одну из поверхностей трения - часть шестерни дабы исключить соприкосновение с колесом предыдущего вала), м;

и - силы трения на соответствующих поверхностях трения, Н;

f - коэффициент трения (для обеих поверхностей одинаковый и выбран соответствующим материалам деталей - 0,15 - сталь по стали без смазки);

N - сила нормального давления по поверхности трения, Н;

- максимальный момент, который должна передавать муфта (муфта установлена на предпоследнем валу - смотри конструкцию), Н м.

Сила нормального давления обеспечивает требуемый момент:

;

Теперь рассчитывается пружина, которая должна обеспечить требуемую прижимную силу (в этой конструкции требуется передавать малый момент, поэтому используется простая конструкция фрикционной муфты с одной пружиной).

Условие прочности винтовой пружины записывается:

, где:

- касательные напряжения в пружине, МПа;

Характеристики

Список файлов курсовой работы