РАЗРАБОТКА КИНЕМАТИЧЕКОЙ СХЕМЫ
3.1 Передаточное отношение
Общее передаточное число механизма определяется по следующей формуле:
(3)
где nдв - частота вращения двигателя.
Также общее передаточное число состоит из ряда сомножителей, число которых зависит от числа передач, составляющих механизм:
(4) , ,
где U12, U34, U56 - передаточные числа передач, значения которых:
U12 = U1 = 2 U34 = U2 = 3 U56 = U3 = 6
3.2 Кинематическая схема
На основе полученных данных выбираем схему редуктора, представленную на рис. 3.
Рисунок 3 - Кинематическая схема редуктора
3.3 Определение числа зубьев
Из условия, что для цилиндрической прямозубой передачи минимальное число зубьев шестерни равно 17, выбираем числа зубьев ZШ шестерней:
Z1 = 17 Z3 = 17 Z5 = 17
Число зубьев ZКi колеса i- той ступени с передаточным отношением Ui вычисляем по формуле:
(5) Z2 = 17 · 2 = 34 Z4 = 17 · 3 = 51 Z6 = 17 · 6 = 102
3.4 Процент ошибки
Процент ошибки между заданными числами оборотов и полученными в результате расчётов не должен превышать 2% (заданная ошибка). Процент ошибки вычисляется по следующей формуле:
(6) (7) об/мин
3.5 Уточнение мощности двигателя
На основе кинематической схемы выполняется расчет уточнения мощности двигателя Nдв по формуле (2)
Nдв = Вт (8) где = n m - общий КПД механизма; - КПД зубчатой передачи ( = 0.98 для цилиндрической прямозубой передачи); - КПД опор ( = 0.98); - КПД разброс масла ( =0.99); n – количество зубчатых передач (n = 3); m – количество опор (m = 4).
=(0.98)4 (0.95)5 0.99 = 0.7% Nдв = =21.12 Вт
4 Расчёт размеров зубчатых колёс
4.1 Расчёт крутящих моментов
Крутящие моменты определяем с использованием следующего соотношения между моментами на ведомом Мведом и ведущем Мведущ зубчатых колёсах:
, Н·см (9)
где U - передаточное отношение передачи, η - КПД передачи (для прямозубых колёс η = 0.97). Начинать надо с выхода, используя момент на выходном валу Мвых
Мкр6 = Мкр вых =120 Н·см Мкр5 = Мкр4 = Н·см Мкр3 = Мкр2 = Н·см Мкр1 = Мвх = Н·см
4.2 Выбор материала
Материал колёс – Латунь ЛС 59, модуль Юнга и допускаемые напряжения которой ([τ]к – кручение, [σ]и – изгиб): Е = 0.83.107, Н/см2; [σ]и = 8500, Н/см2; [τ]к = 10000, Н/см2.
Материал шестерней – сталь Ст45 /улучшенная/, модуль Юнга и допускаемые напряжения которой ([τ]к – кручение, [σ]и – изгиб):
Е = 2.15.107, Н/см2; [σ]и = 19000, Н/см2; [τ]к = 21700, Н/см2.
4.3 Расчёт модулей
Модуль зубчатых колёс вычисляется, исходя из условий контактной прочности (предотвращения выкрашивания) и условия прочности на изгиб для материалов колеса и шестерни. Из двух значений модуля, определенных из условия прочности, выбирается большее значение и округляется до ближайшего большего стандартного значения.
4.3.1 Расчёт модуля на выкрашивание Формула для расчёта модуля цилиндрической прямозубой передачи из условия прочности на выкрашивание следующие:
(10)
где mвык – модуль на выкрашивание; U - передаточное число; [Мк]р = Мк·Ккнц·Кд·Кр – расчетный момент колеса, вычесленный с учётом влияния условий эксплуатации; Мкр - крутящий момент на колесе; Ккнц - коэффициент концентрации нагрузки (Ккнц = 1.4 при несимметричном расположении); Кд - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от погрешностей изготовления колеса и скорости вращения (Кд = 1.0÷1.1); Кр - коэффициент режима работы, зависящий от наличия ударов, вибрации (Кр = 1.0÷1.1); КЕ - коэффициент, учитывающий разнородность материалов колеса и шестерни, определяется по формуле:
(11)
где Eк, Eш – модули упругости материалов колеса и шестерни (Н/см2); ZК - параметры колеса; Ψ - относительная толщина колеса, для цилиндрического колеса Ψ = 4…10. Для заданных материалов и полученных чисел зубьев и крутящих моментов:
Ψ = 5 [Мк]р = 120 · 1.2 · 1 · 1 = 144 Н·см мм
4.3.2 Расчёт модуля на изгиб
Расчет модуля из условия прочности на изгиб выполняется для элемента которого произведение [σ]и y оказываеться меньшим, при этом в формулу подставляются значения параметров, характерные для этого элемента. Формула для расчёта модуля из условия прочности на изгиб : Для цилиндрической прямозубой передачи:
(12)
где y - коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев Z;
[σ]и к yк < [σ]и ш yш 1215.5 < 18240
Расчет модуля на изгиб выполняется для колеса при заданных материалах и полученных чисел зубьев и крутящих моментов:
yк = 0.143 мм
4.3.3 Выбор модуля По рассчитанным модулям зубчатых колёс, подбираем ближайшее большее стандартное значение. Ближайшее стандартное значение для прямозубых цилиндрических колёс: m = 1 мм.
4.4 Расчёт размеров зубчатых колёс
Диаметры окружностей рассчитываются по следующим формулам: Диаметр делительной окружности цилиндрического прямозубого колеса:
d = m . z (13)
Высота выступов цилиндрического прямозубого колеса :
ha= m . ha* (14) ha*=1
Диаметр выступов цилиндрического прямозубого колеса:
da = d + 2ha (15)
Высота впадин цилиндрического прямозубого колеса:
hf=(ha*+C*)m (16) C*= 0,35
Диаметр впадин цилиндрического прямозубого колеса:
df = m.z - 2.hf (17)
Ширина зуба цилиндрического прямозубого колеса: b = m . Ψ (18)
Получаем следующие значения размеров зубчатых колёс.
ha=1 .1= 1 мм hf=1.35.0.8= 1.08 мм d5 =d3 = d1 = 0.8 . 17 = 13.6 мм da5=da3=da1 = 13.6 + 0.8 = 14.4 мм df5=df3=df1 = 13.6 – 2 . 1.08 = 11.44 мм b5=b3= b1= 5 . 0.8 + 1= 5 мм d2 = 0.8 . 34 = 27.2 мм da2 = 27.2 +2 . 0.8= 28.8 мм df2 = 27.2 – 2 . 1.08 = 25.04 мм b2 = 4мм d4 = 0.8 . 51 = 40.8 мм da4 = 40.8+2 . 0.8= 42.4 мм df4 = 40.8 – 2 . 1.08= 38.64 мм b4 = 4 мм d6 = 0.8 . 102 = 81.6 мм da6 = 81.6 +2 . 0.8= 83.2 мм df6 = 81.6 -2 . 1.08 = 79.44 мм b6 =4 мм
Расчёт валов
Расчёт валов производят при наличии следующих исходных данных: размеров зубчатых колёс, усилий в зацеплениях и схемы расположения зубчатых колёс на валах в осевом направлении.
5.1 Определение усилий
Усилия в зацеплениях представляются в виде трёх составляющих: окружной P, радиальной T и осевой (аксиальной) Q. Окружное усилие P направлено по касательной к делительной окружности по направлению движения для ведомого колеса и против движения для ведущего колеса; радиальное усилие T направлено к центру колеса, осевое Q - вдоль оси. Усилия в зубчатых передачах вычисляются по формулам: Цилиндрическая прямозубая передача. Окружное усилие.
(19) Радиальное усилие.
(20)
где α - угол зацепления, для эвольвентных зубчатых колёс α = 200. Используя формулы (22) и (23), получаем следующие значения. Окружное и радиальное усилия, действующие на шестерню 5.
Н Н
Окружное и радиальное усилия, действующие на колесо 4.
Н Н
Окружное и радиальное усилия, действующие на колесо 6.
Н Н
5.2 Компоновочная схема
Компоновочная схема редуктора, с усилиями в зацеплениях колёс, представлена на рис. 4. Она представляет собой эскизный упрощённый вариант конструкции.
Рисунок 4 - Компоновочная схема редуктора
5.3 Расчет длины вала
Зная размеры зубчатых колес, составляется эскизная компоновка механизма (рис. 5) и определяются необходимые размеры валов. Расстояние l1 между серединами левого и правого подшипника определяется по формуле
где Bn - ширина подшипника , мм. С – зазор между стенкой корпуса и колеса, мм. K – ширина ступицы, мм. b – ширина зуба , мм.
Рисунок 5 - Эскизная компоновка механизма
Популярное: Как вы ведете себя при стрессе?: Вы можете самостоятельно управлять стрессом! Каждый из нас имеет право и возможность уменьшить его воздействие на нас... Личность ребенка как объект и субъект в образовательной технологии: В настоящее время в России идет становление новой системы образования, ориентированного на вхождение... ©2015-2024 megaobuchalka.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. (205)
|
Почему 1285321 студент выбрали МегаОбучалку... Система поиска информации Мобильная версия сайта Удобная навигация Нет шокирующей рекламы |