записуля костян2 (1071202), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

;

i_1-2 = 3,5

i_3-4 = 3,5;

i_5-6 = 3,5

i_7-8 =3,75

i_9-10=4

Проверка: i=

Для шестерен z₁₌ z₃₌ z₅₌ z₇₌ z₉

Теперь назначим числа зубья на колёса, будем писать для ступеней

1 24-82

2 24-82

3 24-87

4 24-90

5 24-96

3.4. Выбор потенциометра

Исходя из того, что привод следящий и необходимости поставить потенциометр как можно ближе кинематически к выходному валу, а угол поворота выходного вала равен 240^о рассмотрим возможность применения потенциометра ППМЛ с углом поворота φ = 7200^о. Рассматриваемый потенциометр можно будет поставить на четвертый вал: .

3.5. Расчёт параметров ограничителя движения

В качестве ограничителя движения рассмотрим возможность применения передачи винт-гайка. Возьмем передачу, в которой вращательное движение винта преобразуется в осевое движение гайки (винт в осевом направлении не подвижен).

Будем размещать ограничитель движения в плоскости, перпендикулярной оси вращения соответствующего вала.

Тогда для передачи движения используем коническую передачу с передаточным отношением, равным единице.

При повороте винта на угол гайка поступательно переместиться на величину , где t – ход, , где z – число заходов, p – шаг.

Возьмем z =1,25, p = 0,6, тогда =0,75 мм.

Ходовая гайка имеет толщину В = 4 мм.

Предельное перемещение кнопки микровыключателя ∆= 0,5мм.

Длина перемещения ходовой гайки L = l+B+2∆ = 45+4+1 = 50мм.

Произведем геометрический расчет конического колеса.

Так как угол между осями колес 90⁰ , то углы делительных конусов

Возьмем числа зубьев , внешний окружной делительный модуль m_te = 0,7 мм., тогда:

Внешние делительные диаметры =14,7 мм.

Диаметр вершин мм

Ширину зуба рекомендуется выбирать в пределах (5…10) возьмем мм

Высота зуба мм

Внешнее конусное расстояние мм

Внешняя высота головки зуба мм

Внешняя высота ножки зуба где с* - коэффициент радиального зазора при 0,5 ≤ m ≤ 1, с* = 0,35. Таким образом,

Угол ножки зубьев

Угол головки зубьев

Угол конуса вершин

Угол конуса впадин

Рассчитаем моменты ограничителя

, где - усиление полезного сопротивления, средний диаметр резьбы, угол подъема винтовой линии, - приведенный угол трения.

В качестве переключателя для передачи винт-гайка возьмем переключатель МП-15, для него усиление, необходимое для обеспечения прямого срабатывания равно 1,5Н, то есть =1,5Н.

Для резьбы приведенный угол трения где f – коэффициент трения скольжения между материалами винта и гайки, α –угол профиля резьбы, α=60⁰

Выберем материалы для передачи винт-гака:

Для винта возьмем Сталь 40, для гайки – Сталь 40Х, коэффициент трения сталь-сталь равен 0,1.

Таким образом,

3.6. Расчёт моментов и усилий в кинематических цепях

КПД цилиндрической передачи

КПД подшипников

Назначим

№ вала	1	2	3	4	5	6
Крутящий момент Mi,	2,7	9	31	106	387	1500

3.7.Проектный расчет зубчатых колес на прочность.

А) Расчёт на изгиб

где M – крутящий момент, действующий на рассчитываемое колесо,

Y_F – коэффициент формы зуба,

К – коэффициент расчетной нагрузки,

z – число зубьев рассчитываемого колеса,

- коэффициент ширины зубчатого венца.

Примем: К=1.5, =4.

Вычислим величины допускаемых контактных и изгибных напряжений

Для колёс выбираем Сталь 40(НВ=200, НRc=30)

Для шестерен выбираем Сталь 40Х(НВ=230, НRc=50)

[ – для шестерни

[

Число циклов перемен напряжений

C – число колёс, находящихся в зацеплении

n – частота вращения зубчатого колеса

L – срок службы передачи

(предел контактной выносливости зубьев, соответствующей базовому числу циклов переменного нагружения)

(коэффициент долговечности, учитывает возможность допустимых напряжений для кратковременно работающих передач)

(коэффициент, учитывающий цикл нагружения колеса)

(коэффициент долговечности)

Значение коэффициента формы зуба

На колёсах 1,3,5,7,9 z=24

На остальных колёсах

Значит, все расчёты ведём по колесу.

Ступень	1	2	3	4	5
Расчетный модуль m, мм	0,09	0,14	0,2	0,3	0,5

б) Расчёт на контактную прочность

– коэффициент ширины колеса

По конструкторским соображениям принимаем модуль равным 0,5.

3.8. Геометрический расчёт зубчатых колёс и передач.

Делительный диаметр i-го колеса: .

Диаметр вершин зубьев i-го колеса:

Диаметр впадин i-го колеса: ,

где - коэффициент радиального зазора.

Для модуля m ≤ 0,5 c* = 0,5

Ширина i-го колеса:

Ширина i-ой шестерни:

Примем , а для последней ступени

Делительное межосевое расстояние i-ой элементарной передачи:

Определим межосевые расстояния элементарных передач:

мм;

мм;

мм;

мм;

мм;

3.9. Выбор покрытий

В качестве материалов для колёс выберем Сталь 40, для шестерен Сталь 40Х. Покрытие сделаем антикоррозийное, его толщина должна составлять 6 мкм. Назначим оксидное окисление для улучшения защитных свойств покрытия.

3.10. Расчёт валов.

Расчетный диаметр , где приведенный момент, допускаемое напряжение на изгиб.

Разделяем момент на 2 составляющие: изгибающая сила и крутящий момент.

Считаем силы:

Определим реакции в опорах нижней(А) и верхней (В), изгибающие моменты в сечениях.

Приведенный момент :

В сечении 6-го колеса:

В сечении верхней опоры:

Таким образом, расчет будет приведен в сечении 6-го колеса.

Выберем материал для вала: сталь 40Х, соответственно = 981 МПа.

При постоянных напряжениях для валов из углеродистой и легированной стали принимают допускаемое напряжение на изгиб =294,3 МПа

Тогда расчетное значение диаметра вала III

Полученное расчетное значение диаметра округляем до ближайшего стандартного, учитывая, что рекомендуется выбирать минимальный диаметр 2 мм. Из конструктивных соображений назначим , а диаметр цапф .

3.11. Подбор подшипников.

При выборе типа опор следует учитывать требования, предъявляемые к ним:

- прочность и жесткость;

- износостойкость;

- малый момент трения;

- бесшумность;

- малые габариты;

- низкая стоимость.

Выберем из справочника подшипник: для вала подойдет подшипник 1000093. Его некоторые характеристики:

- внутренний диаметр d = 3 мм;

- наружный диаметр D = 8 мм;

- ширина В = 3 мм;

- диаметр шарика d_ш = 1,59 мм;

- динамическая грузоподъемность С = 56 кг;

- статическая грузоподъемность С_о = 18 кг;

- частота вращения n = 43000 об/мин;

Момент трения в подшипниках определяется по формуле:

М_тр = М_о + ,

где M_o – момент трения ненагруженного подшипника, зависящий от типа подшипника, качества его изготовления, диаметра вала d. Он подсчитывается по эмпирическому соотношению: _;

F_a – осевая нагрузка;

d_ш – диаметр шарика;

d_o – диаметр окружности, проходящей через центр масс шариков, диаметры которых d_{ш :}

K – коэффициент трения качения; K = (0,005 .. 0,001)

Вычислим момент трения подшипника для вала:

d_ш = 1,59 мм = 0,159 см;

Осевая нагрузка

Момент трения подшипника:

М_тр = М_о + == ,

Будем назначать момент трения подшипника одинаковый для всех валов.

4. Проверочные расчеты спроектированного ЭМП.

4.1.Уточнение моментов.

Уточненный расчет моментов, действующих на вал.

Характеристики

Список файлов курсовой работы