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

Текст из файла (страница 4)

– изгибающий момент

Табл. 6.6. Расчет диаметра вала

№ вала	I	II	III	IV	V	VI
Наиболее опасное сечение	2	2	2	2	2	1
Мкр, МПа	24.4	66.2	181	509	1383	3750
, МПа	28.9	70.2	191.8	539	1467	1588
Mпр, МПа	35.8	90.6	247.7	696.3	1894	3615
dmin, мм	1.06	1.45	2.03	2.87	4.00	4.97

Учитывая стандартный ряд диаметров валов [3], получаем:

Табл. 6.7. Требуемые диаметры валов

№ вала	I (входной)	II	III	IV	V	VI (выходной)
d, мм	3.0	3.0	3.0	3.0	5.0	5.0

6.2 Расчет опор

Поскольку в разрабатываемом редукторе присутствует только радиальная нагрузка на валы, то выбираем радиальные шарикоподшипники.

Расчет будем вести по динамической грузоподъемности, т.к. частота вращения валов больше 1 об/мин, используя следующую формулу:

, где

- cрок службы в часах

n – частота вращения вала

P – эквивалентная динамическая нагрузка:

, где

F_a – осевая нагрузка на валы

F_a =0

F_r – радиальная нагрузка на валы

V – коэффициент вращения

V =1, т. к. вращается внутреннее кольцо

X – коэффициент радиальной нагрузки

X = 1

Y – коэффициент осевой нагрузки

Y = 0

K_б – коэффициент безопасности

K_б = 1, считаем, что работа спокойная, без толчков

K_т – температурный коэффициент

K_т = 1,05, т.к. рабочая температура не превышает 125 С

Табл. 6.8. Расчет динамической грузоподъемности

№вала Параметр	I	II	III	IV	V	VI
n	2800	986	347	122	43	15
	1.54	2.71	7.43	20.89	56.76	192.44
	1.61	2.85	7.8	21.93	59.6	202.06
	8.88	11.1	21.46	42.58	81.74	195.08
	3.51	8.5	23.25	65.37	177.72	84.67
	3.69	8.93	24.41	68.64	186.61	88.9
	20.36	34.79	67.15	133.27	255.94	85.89
d, мм	3,0	3,0	3,0	3,0	5,0	5.0

Исходя из этих данных, назначаем подшипники:

Табл. 6.9. Выбранные подшипники

№ вала	I	II	III	IV	V	VI
Подшипник	1000093	1000093	1000093	1000093	1000095	1000095

Табл. 6.10. Параметры подшипников

Подшипник Параметр	1000093	1000095
Диаметр внутреннего кольца, d, мм	3	5
Диаметр наружного кольца, D, мм	8	13
Ширина подшипника, B, мм	3	4
r, мм	0,2	0,4
z	6	8
Dw, мм	1,588	2,000

7. Точностной расчет разрабатываемой кинематики

К проектируемому ЭМП повышенных требований к точности не предъявляется, поэтому наиболее приемлемой будет 7-я степень точности. При выборе вида сопряжения, учтем, что материалы корпуса и колес могут иметь различные коэффициенты линейного расширения и не указаны требования к условиям эксплуатации, поэтому вид сопряжения назначим F(посадка с зазором).

Для шестерни (d = 10,2; m = 0,6):

Допуск на накопленную погрешность шага F_p = 22 мкм

Допуск на местную кинематическую погрешность f^`_i = 22 мкм

Допуск на погрешность профиля зуба f_f = 10 мкм

Коэффициенты фазовой компенсации K = 0,93

K_s = 0,74

Для колеса (d = 28,8; m = 0,6):

Допуск на накопленную погрешность шага F_p = 26 мкм

Допуск на местную кинематическую погрешность f^`_i = 22 мкм

Допуск на погрешность профиля зуба f_f = 10 мкм

Коэффициенты фазовой компенсации K = 0,93

K_s = 0,74

, где

K_s – коэффициент фазовой компенсации, выбирается из таблиц [1].

, где

F_р – допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса (шестерни)

f_f – допуск на погрешность профиля зуба

f_f = 10 [1], т. к. m = 0.6

Для шестерни

= 22 + 10 = 32

Для колеса

= 26 + 10 = 36

Тогда

35.72

, где

и – приведенные погрешности монтажа шестерни и колеса соответственно

63.24

Определение минимального и максимального значения мертвого хода.

J_{t min}= J_{n min}/(cosα*cosβ)= J_{n min}/cos20⁰,

где – минимальное значение мертвого хода,

– минимальное значение гарантированного бокового зазора соответствующей передачи, =16

α – угол профиля исходного контура, α=20⁰,

β – угол наклона боковой стороны профиля, β=0.

=17.03

+ ,

где – максимальное значение мертвого хода,

Е_НS1,2 – наименьшее смещение исходного контура шестерни и колеса,

22 28 мкм

Т_Н1,2 – допуск на смещение исходного контура шестерни и колеса,

Т_Н1=42, Т_Н2=42

f_a – допуск на отклонение межосевого расстояния передачи, f_a = мкм

+ =77.2

Определение угловой погрешности элементарной передачи.

Минимальные и максимальные значения кинематических погрешностей элементарных передач:

, , где

z_2j – число зубьев ведомого колеса

m – модуль передачи, мм

Рассчитаем максимальные и минимальные значения кинематических погрешностей элементарных передач для числа зубьев z₂ = 48.

_imax = 15.11

_imin = = 8.53.

Значение кинематической погрешности:

, где:

К_ – коэффициент, учитывающий зависимость кинематической погрешности рассчитываемой передачи от фактического максимального угла поворота ее выходного колеса.

К_ = 0.05, т.к. угол поворота выходного вала по условию составляет 20 [1].

Передаточный коэффициент j-й элементарной передачи:

Рассчитаем коэффициенты передачи для ступеней

₁ = 1/i⁴ = 1 / 2,82⁴ = 0,016,

₂ = 1/i³ = 1 / 2,82³ = 0,045,

₃ = 1/i² = 1 / 2,82² = 0,126,

₄ = 1/i = 1 / 2,82 = 0,356,

₅ = 1.

Тогда погрешность, приведенная к выходному валу равна

 = = = 1.17

Минимальное значение мертвого хода:

, где

j_n,min – минимальный боковой зазор между зубьями по общей нормали к профилям, выбирается по таблицам [1].

18,4

 = = 28.37

 = + =1.17+28.37=29.54< - cледовательно, результаты расчета на точность приемлемы и механизм будет обеспечивать заданную точность.

Характеристики

Список файлов домашнего задания