РПЗ (1060485), страница 4

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

Текст из файла (страница 4)

Рассчитаем диаметры зубчатых колес:

d = mz (см. [9])

d₁=d₃=27 мм

d₂=85 мм

d₄=171 мм

По рекомендации [11] проведем поверочный расчет на поверхностную выносливость по формулам:

(см. [11]);

a_ω1 – межосевое расстояние между 1 и 2 валами

мм (см. [9])

z₁=18

18≡18

Аналогично проведем проверочный расчет для z_3:

(см. [11]);

a_ω3 – межосевое расстояние между 2 и 3 валами

мм (см. [9])

z₃=18

18≡18

Поверочный расчет на поверхностную выносливость дал удовлетворительный результат для рассчитанных ранее параметров. Следовательно, они рассчитаны верно

3.4 Геометрический расчет зубчатых колес и передач

Делительный диаметр i-того колеса

Диаметр вершин зубьев i-того колеса

Диаметр впадин i-того колеса , Делительное межосевое расстояние i-той элементарной передачи

мм

мм

Далее вычислим окружную силу, действующую на каждое колесо по формуле :

Н

Н

Н

Н

3.5 Расчет валов редуктора на прочность

3.5.1

Расчет вала будем проводить для наиболее нагруженного звена – 3-го вала. При расчете пренебрежем малыми, по сравнению с нагрузочным, моментами сопротивления подшипников.

Изобразим вал и действующую на него нагрузку (см. след. стр.):

Значение М_вых (момента двигателя, приведенного к выходному валу редуктора) (см. п.8.4):

М_вых = 0,931∙20∙0,5 = 9,31 Н∙м

М_н=2,292 Н (см. п.6.1)

(момент сопротивления нагрузки)

Эпюра крутящих моментов:

Из эпюры видно, что максимальный крутящий момент действует на участке между зубчатыми колесами. Диаметр валика должен удовлетворять соотношению прочности (см. [9]):

, где М_к – крутящий момент; [τ] – допустимое касательное напряжение

[τ]_т = 0,5[σ]_т (см. [7])

Считая условия изготовления и расчета средними, а требования к надежности повышенными, выбираем, согласно [7], коэффициент запаса n = 3,2. Для Ст40Х [σ]_т =800 МПа (см. [7]) Тогда:

[τ]_т = 400 , [τ]=[τ]_т/n → [τ]=125 МПа

М_к = 9310 Н∙мм (см. эпюру моментов)

Для наиболее нагруженного участка вала:

мм

Возьмем диаметр вала равным 8 мм.

Аналогично проведем расчет для валов №1 и №2:

3.5.2 1-й вал.

Н∙м

Считая условия изготовления и расчета средними, а требования к надежности повышенными, выбираем, согласно [7], коэффициент запаса n = 3,2.

Для Ст40Х [σ]_т =800 МПа (см. [7]) Тогда:

[τ]_т = 400 , [τ]=[τ]_т/n → [τ]=125 МПа

М_к = 4980 Н∙мм

мм

Возьмем диаметр вала равным 6 мм.

3.5.3 2-й вал.

Н∙м

Н∙м

Выбираем, согласно [7], коэффициент запаса n = 3,2.

Для Ст40Х [σ]_т =800 МПа (см. [7]) Тогда:

[τ]_т = 400 , [τ]=[τ]_т/n → [τ]=125 МПа

М_к = 9310 Н∙мм (см. эпюру моментов)

Для наиболее нагруженного участка вала:

мм

Возьмем диаметр вала равным 9 мм.

3.6. . Расчет штифтов

Штифты используются для соединения деталей механизмов, для обеспечения точного взаимного расположения деталей после регулировки механизма, а также в качестве звена, предохраняющего механизм от перегрузки.

Произведем расчет и подбор штифтов по формуле:

,

где - допускаемое напряжение на срез. =40..60 МПа.

Примем = 40 МПа.

Для 2-го вала получим: мм

Для 3-го вала: мм

Исходя из полученных данных, подбираем штифты по ГОСТ3128-70 (цилиндрические) и ГОСТ3129-70 (конические).

3.7 . Расчет шпонок

Шпонки предназначены для соединения чалов с посаженными на них деталями. Основное назначение шпонок – передача крутящего момента от вала к ступице или наоборот.

Формы и размеры основных тип шпонок стандартизованы и выбираются из таблиц справочников. Для подбора шпонок воспользуемся [6].

Для вала 1 рассчитаем длину шпонки (сегментная шпонка) по нижеперечисленным формулам и, согласно [6], выберем наибольшее значение:

,где k – размер выступающей части шпонки.

, - верхнее предельное отклонение глубин пазов соединений. Выберем =0,1.

=50 МПа, =80 МПа.

1.3 мм, 1 мм.

Примем 1,5 мм. Таким образом, мы имеем шпонку 2х2.6 (ГОСТ 23360-78).

Для вала 3 произведем аналогичный расчет:

Для диаметра вала 8мм сечение bхh будет равным 2х2 мм2. Исходя из этого, вычислим рабочую длину шпонки по формуле(см.[10]):

мм

Длина призматической шпонки с учетом округлений будет равна(см.[6]):

мм

Следовательно, мы имеем шпонку 2х2х5 (ГОСТ 23360-78)

3.8. Расчет параметров муфты.

3.8.1 Расчет параметров трущихся элементов и силы пружин.

Для данного конструктивного решения ЭМП наиболее подходящим вариантом для установления предохранительной конусной муфты является наиболее нагруженный вал – вал №3. Необходимую силу прижатия рабочих поверхностей муфты будем устанавливать путем регулирования поджима пружины. Угол конуса во избежание заедания муфты сделаем не меньше угла трения:

.

Определим параметры трущихся элементов и силу пружин по заданному крутящему моменту, который должна передавать муфта без проскальзывания (Мкр=9310 Н*мм) (см.[4]):

, где -средний радиус рабочей поверхности конусов:

, где =0,3..0,5 , b - ширина поверхности трения, [р] – допускаемое давление для поверхностей трения, зависящее от применяемых материалов.

Материал зубчатого колеса – Сталь 40Х ГОСТ454371,

материал полумуфты (конусной части муфты) - Ст30 ХГС ГОСТ454371.

Соответственно, f=0,08, [p]=0.6..0.8.

мм

(Н) = 95,2 кгс.

Тогда ширина поверхности трения будет равна мм.

3.8.2 Расчет параметров пружины.

Зададимся силой пружин при рабочей деформации: Р2=95,2 кгс. Так как режим работы пружины статический, то пружина относится ко II классу.

Р1=0

Р3 Р2=119 кгс.

По полученному значению Р3 выбираем пружину 509 по ГОСТ13770-68. Ее табличные параметры:

d=5 mm, - диаметр проволоки

D=28 mm, - наружный диаметр пружины

z1=51.37 кгс/мм, - жесткость одного витка

f3=2.433 mm, - наибольший прогиб одного витка

P3= 125 кгс.

Произведем расчет параметров пружины:

Модуль сдвига G=8*1000 кгс/мм

Число рабочих витков n=5

Жесткость пружины z=z1/n=10.274 кгс/мм

Рабочая деформация пружины F2=P2/z=9.266 мм

Максимальная деформация пружины F3=P3/z=12.167 мм

Полное число витков n1=7

Высота пружины при max деформации H3=nd+2d=35 мм

Шаг ненагруженной пружины t=f3+d=7.433 мм

Высота ненагруженной пружины H0=nt+2d=47.165 мм

Высота пружины при рабочей деформации H2=H0-F2=37,899 мм

Средний диаметр пружины D0=D-d=23 мм

Длина развернутой пружины L=3.2*D0*n1=515.2 мм

Произведем расчет точности подобранной пружины:

F2=H0-H2.

Задаемся H0=47js7 и H2=37.9js10.

Тогда H0=0.0125, H2=0.050.

F2= H0+ H2=0.0625

Так как , то

Зададимся =4%=0,04

d=0.04 мм

=0.02

n=0.1 шт.

кгс

P2=95.2 7.4 кгс

Соответственно:

%

3.9 Расчет подшипника

Данный расчет производится для опоры качения, входящей в состав муфты в сборе, т.к. она наиболее нагружена.

Радиальная сила в опоре равна:

F_r= ;

F_a= F_вых= Р_ст+ +m_н= 507.5 (Н);

Расчет по статической грузоподъемности производится по формуле:

Р_о=X_oF_r+Y_oF_a= 193 (H);

где X_o=0,5 ; Y_o=0,37;

Статическая грузоподъемность равна:

С_о=f*P_o= 231,6 (H);

Расчет по динамической грузоподъемности производится по формуле:

Р= (X*V*F_r+Y*F_a)*K *K = 716,7 (Н);

где V=1 (учитывает, какое из колес вращается); K =1 (коэф. динамичности); K = 1,4; X=0,41; Y=0,87; для = 18^о;

Динамическая грузоподъемность определяется по формуле:

С =

Исходя из полученной грузоподъемности, а также геометрических размеров, выбираем радиально-упорный однородный подшипник 6025 (ГОСТ 8338-75).

Выбор посадок подшипников на вал и в корпус производится по

СТ СЭВ 773-77 и СТ СЭВ 778-77.

Выбираем посадку подшипников на вал по k6, в корпус по H7.

Шероховатость посадочных поверхностей не более R_a=1,25 мкм.

3.10. Проверка соответствия рабочего цикла двигателя условиям его эксплуатации

Проанализировав режим работы рентгеновского кабинета (пропускная способность – около 4 чел/ч), а также используя информацию из [2] назначим для разрабатываемого устройства характеристики рабочего цикла, предварительно рассчитав приведенные к валу двигателя значения моментов нагрузки при прямом и обратном ходу:

При прямом ходу (подъем деки): М_вых = 2,292 Н·м – момент нагрузки на выходном валу редуктора.

Характеристики

Список файлов курсовой работы