РПЗТуяра (1060497), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

Общее передаточное отношение редуктора (i₀) рассчитывается по формуле:i0=н/вых=1046.7/5.53=189.3

Общее передаточное отношение редуктора i₀ = 189.3

Проверка правильности выбора двигателя:

Мном=0.2387 Н*м

Мпс=Мвых/(i0*)=13.4/(189.3*0.6)=0.1180 Н*м

Мпс<Мном двигатель подобран верно.

2.5.2. Выбор схемотехнического состава элементов ЭМП

Будем проектировать редуктор на базе цилиндрических колес внешнего зацепления, так как передача, реализованная с их использованием обладает целым рядом достоинств, к числу которых надо отнести технологичность конструкции, наибольшую достижимую точность обработки колес и их монтажа, высокий КПД, небольшую стоимость (см. [11]).

Будем использовать эвольвентное зацепление, т.к. оно удовлетворяет требованиям технологичности, правильному зацеплению разных колес одного модуля, высокой прочности на изгиб, нечувствительности к погрешностям в межосевом расстоянии, минимизации бокового зазора в зацеплении и постоянства передаточного отношения (см. [11]).

Выберем в качестве критерия проектирования механизма критерий минимизации габаритов редуктора.

Число ступеней при этом определяют как (см. [15])

n=1.85*lgi₀

Передаточные отношения ступеней рассчитываются по формуле:

i=i1=i2=…=in=n√i0

Проведем расчет по указанным формулам:

n = 1,85*lg189.3=4.2. Округлим полученное нецелое число, учитывая его величину, а также рекомендации в [11]. Все дальнейшие расчеты проводим для количества ступеней n=4:

i=i1=i2=i3=i4=4√189.3≈3.55

2.5.3. Расчет чисел зубьев колес.

Из конструктивных соображений и руководствуясь [11], выбираем 7 колес, а число зубьев z₁=z₃=z₅=z7=28.. Определим число зубьев колес z_2, z₄ и z₆ из соотношений:

z₂ = i₁ · z₁

Z1=28; Z2=Z1*i=28*3.55=100

2.6. Описание кинематической схемы ЭМП.

На валу двигателя 1 (ДП80-250-10-12 : напряжение питания 12В, мощность 250Вт, скорость вращения 10000об/мин) посажена шестерня 2(m=0,5мм, z=28, d=14мм, b=5мм) и закреплена с помощью шпонки и гайки. Шестерня 2 зацепляется с колесом 3 (m=0,5мм, z=100 d=50мм, b=5мм) через цилиндрическую зубчатую передачу. Колесо 3 находится на валу – шестерне 2. Шестерня вала(m=0,5мм, z=28, d=14мм, b=5мм) через цилиндрическую зубчатую передачу зацепляется с колесом 5(m=0,5мм, z=100 d=50мм, b=5мм). Колесо 5, в свою очередь, находится на валу – шестерне 3. Шестерня вала(m=0,5мм, z=28, d=14мм, b=5мм) также через цилиндрическую зубчатую передачу зацепляется с колесом 7(m=0,5мм, z=100 d=50мм, b=5мм). Колесо 7 находится на валу – шестерне 4. Шестерня вала(m=0,5мм, z=28, d=14мм, b=5мм) через цилиндрическую зубчатую передачу зацепляется с колесом 9. Колесо 9 также является одной из поверхностей трения фрикционной предохранительной конусной муфты 10(момент срабатывания Мкр=13400 Н*мм), которая находится на валу 5. Этот вал является выходным, на вал надевается звездочка.

Схема 1.

Глава III. Силовой расчет ЭМП.

3.1. Расчет приведенного момента на i-том колесе. (Раздел составлен по[15]).

М_н=0.2387 Н*м

М_вых = 13.4 Н*м.

КПД одной пары подшипников

КПД цилиндрической передачи

Возьмем ,

тогда

Н∙м Н∙м

Н∙м Н∙м

Н∙м Н∙м

Н∙м Н∙м

3.2. Расчет модуля и геометрических параметров выходной зубчатой передачи.

(Раздел составлен по[15]).

Определяем коэффициенты смещения х1 и х2 в соответствии с приложением к ГОСТ 16532-70 .

Выбираем нулевые зубчатые передачи, поскольку в нашей конструкции число зубьев больше 17.

Коэффициенты смещения x1 и x2

x1=x2=0

Материалы для шестерни и колеса выбираем в зависимости от условий работы.

Для зубчатых передач, работающих при повышенных окружных скоростях, применяют подвергаемые закалке легированные стали по ГОСТ 4543-71.

Изходя из этого и [] выбираем материалы для колес и шестерен.

сталь 40ХН по ГОСТ 4543-71 (шестерни)

сталь 40Х по ГОСТ 4543-71 (колеса)

Будем считать, что конструкция передачи открытая, учитывая рекомендации. Основным видом разрушения зубьев в такой передаче является износ зубьев или их поломка. Для предотвращения поломок рассчитываем зубья на изгиб.[10]

Рассчитываем допускаемое напряжение изгиба [f] :

[-1f]= -1/n

-1=0.35в+(70…120) Н/мм*мм

в(40ХН)=850

в(40Х)=900

-1=0.35*850+80=377.54 Н/мм*мм (для шестерни)

n=2 тогда [-1f]= 188.75 Н/мм*мм

-1=0.35*900+80=395 Н/мм*мм (для колеса)

[-1f]= 197.5 Н/мм*мм

Выбираем коэффициент формы зуба yf по ГОСТ 21375-75.

yf=3.90 (для шестерни)

yf=3.75 (для колеса)

[-1f]/ yf = 188.75/3.9=48.4 (для шестерни)

[-1f]/ yf = 197.5/3.75=52.7 (для колеса)

Далее расчет модуля ведем по меньшему значению [-1f]/ yf

Зададимся коэффициентом нагрузки k:

При проектном расчете зубчатых передач принимают:

k=1.3…1.5 при симметричном расположении шестерни и колеса относительно подшипников. Выберем k=1.5.

Зададимся коэффициентом износа :

1.25…2 в зависимости от допускаемого износа зубъев.

Выберем =2.

Зададимся коэффициентом ширины обода mb/m

Для передач с механическим приводом и обычной степенью точности обработки зубьев m=8..12

Возьмем m=10

m=0.5

Рассчитаем диаметры зубчатых колес.

d=m*z [13]

d₁=0.5*28=14 мм

d₂=50 мм

По рекомендации [10] рассчитаем межосевое расстояние a_ω между I и II валами (проверочный расчет на поверхностную выносливость):

a_ω1 =m*(z₁+z₂)/2=0.5*(28+100)/2=32 мм [13]

По формуле = 2*32/(0.5*(1+3.55))=28 мм, 28≡28

Аналогично найдем межосевое расстояние a_ω3 между II и III валами и проверим на поверхностную выносливость:

a_ω3 =0.5*(28+100)/2=32 мм

= = 28 мм, 28=28

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

1. Геометрический расчет зубчатых колес и передач

(Раздел составлен по[15]).

Делительный диаметр i-того колеса

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

Таблица значений редуктора.

мм b=10*0.5=5 мм

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

Н Н

Н Н

Н Н

Н Н

3.4.Расчет валов редуктора на прочность

(Раздел составлен по[9]).

3.4.1.Определение крутящего момента на каждом валу.

Мк1=100Н*мм Мк3=2280Н*мм Мк5=13670Н*мм

Мк2=670Н*мм Мк4=7860Н*мм

3.4.2. Расчет диаметров валов.

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

[τ]=10…30 МПа; Выберем [τ]=30 МПа;

1-й вал.

мм ; Возьмем диаметр вала равным 5 мм.

2-й вал.

Н∙м

мм Н∙м

Возьмем диаметр вала равным 12 мм.

3-й вал.

Н∙м

Н∙м

мм

Возьмем диаметр вала равным 12 мм.

4-й вал.

Н∙м

Н∙м

мм; Возьмем диаметр вала равным 12 мм.

5-й вал.

Н∙м

мм

Возьмем диаметр вала равным 12 мм.

3.5. Расчет штифтов и шпонок.

3.5.1. 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:

Для 3-го вала:

Для 4-го вала:

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

3.5.2. Расчет шпонок

Шпонки предназначены для соединения валов 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, мм.

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

3.6. Расчет параметров муфты. (Раздел составлен по[7]).

3.6.1 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 №5. Необходимую силу прижатия рабочих поверхностей муфты будем устанавливать путем регулирования поджима пружины. Угол конуса во избежание заедания муфты сделаем не меньше угла трения:

Характеристики

Список файлов курсовой работы