
- •Оглавление
- •2. Описание и обоснование разрабатываемой конструкции
- •2.1. Технико-экономическое обоснование конструкции
- •2.2. Принцип действия изделия
- •3. Предварительный выбор двигателя привода разрабатываемой конструкции
- •4. Кинематический расчёт проектируемой конструкции
- •4.1. Определение общего передаточного отношения
- •4.2. Определение числа ступеней
- •4.3. Определение чисел зубьев колёс редуктора и разбивка общего передаточного отношения
- •5. Силовой расчет эмп
- •5.1. Проверочный расчет выбранного двигателя
- •5.2. Проектный расчет зубчатых передач на прочность
- •5.2.1. Выбор материалов
- •5.2.2. Допускаемые напряжения при расчете на выносливость
- •5.2.3. Допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса:
- •5.2.4. Допускаемое напряжение изгиба для материала шестерни и зубчатого колеса
- •5.2.5. Расчёт зубьев на изгиб
- •5.2.6. Расчёт зубчатых колес на контактную прочность
- •5.3. Геометрический расчёт кинематики проектируемой конструкции
- •6. Проектировочный расчет валов и опор
- •6.1. Проектировочный расчет вала
- •6.1.1. Расчет вала на статическую прочность
- •6.1.2. Определение эквивалентных напряжений
- •Расчет вала на жесткость
- •7. Расчет предохранительной фрикционно-дисковой муфты
- •7.1 Выбор и расчет муфты
- •7.2 Проектировочный расчёт пружины
- •8. Проверочный расчет валов и опор
- •8.1. Проверочный расчет по динамической грузоподъемности
- •8.2. Расчет кпд опор
- •9. Проверочный расчет редуктора
- •9.1. Проверка правильности подбора двигателя
- •9.2. Проверочный расчет на прочность.
- •10.3. Расчет погрешности кинематической цепи.
- •10.4. Расчет погрешности мертвого хода.
- •11. Расчет шпонок
- •12. Заключение
- •12.1. Описание конструкции
- •12.2. Расчеты и выводы
- •13. Список литературы
4.3. Определение чисел зубьев колёс редуктора и разбивка общего передаточного отношения
Поскольку n=4,
передаточное отношение каждой ступени
будет порядка:
.
Выберем наибольшее число зубьев для
колес:zкол=85, а для
шестерен выберем значение числа зубьев
из рекомендуемого диапазона:zшест=17.
Затем скорректируем числа зубьев, чтобы
сохранить неизменным рассчитанное
ранее общее передаточное отношение и
по формуле
определим передаточные отношения каждой
ступени.
Выбирая числа зубьев, будем руководствоваться конструктивными соображениями: небольшое передаточное отношение обеспечивает быстродействие, увеличение передаточного отношения для более тихоходных ступеней обеспечивает точность, небольшое число ступеней обеспечивает небольшие габариты.
Результаты сведем в таблицу 3:
Таблица 3. Передаточные отношения ступеней и числа зубьев колес и шестерен редуктора.
Ступень |
Передаточное отношение |
Назначенные числа зубьев | |
Шестерня |
Колесо | ||
1-2 |
2,78 |
18 |
50 |
3-4 |
3,12 |
17 |
53 |
5-6 |
3,5 |
17 |
60 |
7-8 |
5 |
17 |
85 |
Поскольку выбор числа зубьев осуществляется из рекомендуемого стандартного ряда [1], результирующее передаточное отношение может несколько отличаться от расчетного. Погрешность (Δi) фактического передаточного отношения от расчетного не должна превышать 10%, где
(9)
Фактическое передаточное отношение iфактич находим по формуле [1]:
. (10)
Вычисляем погрешность передаточного отношения:
Следовательно, выбор числа зубьев колес и шестерен был произведен верно.
5. Силовой расчет эмп
5.1. Проверочный расчет выбранного двигателя
Задача расчета заключается в определении крутящих моментов (статического и суммарного), действующих на каждом валу.
Так как на данном этапе проектирования известна кинематическая схема ЭМП, то из соотношения приведения моментов [1]:
(10)
Здесь
Mi,Mi– момент нагрузки наi-ом иj-ом валах.
iij– передаточное отношениеi-го иj-го вала.
ηij– КПД передачи. Для цилиндрической передачиηij=0.98.
ηподш– КПД подшипников, в которых установлен ведущий вал. Для подшипников качения примемηподш=0.99.
- максимальный
момент на выходном валу. (11)
- КПД передачи
винт-гайка (12)
- угол подъёма
винтовой резьбы (13)
- предельный
угол трения,
- коэффициент
трения
Н*мм
Н*мм
Н*мм
Н*мм
Н*мм
Составим таблицу 4 статических моментов нагрузки (все моменты (в Н*мм)):
Таблица 4. Статические моменты нагрузки на валах редуктора
|
|
|
|
|
2,36 |
6,38 |
19,30 |
65,55 |
318 |
Поскольку основной режим работы привода динамический и при этом статический момент много меньше динамического, то и проверочный расчет выбранного двигателя ведем по динамической нагрузке.
Учтём
динамическую нагрузку коэффициентом
запаса
Н*мм (14)
>
4,72 Н*мм
> 2,6 Н*мм
Предварительно заключаем, что по этому параметру двигатель для проектируемого привода подобран верно.
5.2. Проектный расчет зубчатых передач на прочность
Цель этого расчета – определить модули зацепления и размеры передач, обеспечивающие их работоспособность в течение заданного срока службы.
Следует сделать выбор, какой тип передачи (открытый или закрытый) следует применять в разрабатываемой конструкции. Открытые ЭМП применяют при малых окружных скоростях и нагрузках в режимах длительных остановок. Основной причиной выхода из строя открытых передач является поломка зубьев, в результате усталости материала. Для предотвращения поломки зубья рассчитывают на изгибную прочность.
Для зубьев ЭМП, работающих в более напряжённых условиях, применяют закрытые передачи. Основной причиной выхода из строя этих передач является усталостное выкрашивание поверхностей зубьев, для предотвращения которого проводят расчёт на контактную прочность.
Так как в данном задание небольшая окружная скорость, то выбираем открытую передачу.
По согласованию
с преподавателем, срок службы выбран
.
Для предотвращения поломок зубья рассчитывают на изгибную прочность, а проверяют на контактную прочность ([1],стр.29).