- •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
6.1.2. Определение эквивалентных напряжений
Согласно энергетической теории:
(31)
Определим эквивалентное напряжение в сечении, где действуют окружная и радиальная силы. Здесь действуют изгибающие моменты: в плоскости OZY(25,76 Н*мм) и в плоскостиOZX(110 Н*мм), не стоит забывать про крутящий момент (65,55 Н*мм).
Найдем нормальное напряжение:
(32)
где: осевой момент сопротивления изгибу в горизонтальной или вертикальной плоскости;
изгибающий момент в сечении.
Формула для расчета осевого момента сопротивления изгибу для круглого сечения имеет вид:
(33)
Рассчитаем эквивалентный момент в сечении, где действуют силы:
(34)
Определим напряжение изгиба:
Касательное напряжение рассчитаем по формуле:
(35)
где крутящий момент,
момент сопротивления кручению;
(36)
Определим напряжение изгиба:
Таким образом, напряжение в опасном сечении:
Переходим к сравнению напряжения с допускаемым.
Должно выполняться условие
где допустимое напряжение.
Вал при работе совершает вращательные движения, а значит, находится под действием переменной нагрузки, цикл нагружения – симметричный. При таком цикле изменения напряжений, допускаемое напряжение определяется по формулам:
(37)
где: предельная несущая способность материала.
Материалом вала назначим высокоуглеродистую сталь 45, для которой (обработка стали: нормализация и улучшение).
Неравенство прочности выполняется, значит, выбранный материал подходит.
Определим коэффициент запаса:
Расчет вала на жесткость
Для ограничения упругого мертвого хода:
мм, (38)
где Н*мм – крутящий момент,
мм – рабочая длина вала,
МПа – модуль упругости при сдвиге,
- допускаемое значение угла закручивания вала
С учётом проведённых расчетов и значения диаметра вала выбранного двигателя, назначаем диаметры валов из стандартного ряда по ГОСТ 12081-72:
№ вала |
1й вал |
2й вал |
3й вал |
4й вал |
5й вал |
d, мм |
4,0 |
4,0 |
4,0 |
5,0 |
10,0 |
7. Расчет предохранительной фрикционно-дисковой муфты
7.1 Выбор и расчет муфты
В процессе эксплуатации устройства возможны перегрузки выходного звена, что может привести к выходу из строя двигателя или поломке зубьев колёс. Установка предохранительной муфты на предпоследнем (третьем) вале редуктора позволит не допустить эти нежелательные явления.
Спроектируем фрикционно-дисковую предохранительную муфту.
Найдем силу, развиваемую пружиной.
(39)
где
коэффициент трения (0,08 для трения закалённой стали о закалённую сталь со смазкой);
крутящий момент;
средний радиус рабочих поверхностей.
(40)
где
ширина поверхности трения; пусть ,
- диаметр фрикционного колеса, тогда
(41)
(42)
Для проектируемой фрикционной муфты необходимо обеспечить рассчитанную силу прижатия пружиной, для этого спроектируем пружину.
7.2 Проектировочный расчёт пружины
В качестве материала выберем стальную пружинную проволоку, для которой G=8.1*104 Нмм2, допускаемое касательное напряжение , где- предел текучести при сдвиге.Н/мм2 для стали вольфрамо-кремнистой 60С2ВА, исходя из предположения, что мм. - коэффициент запаса.
Из двух уравнений, прочности и жёсткости, определяем следующие параметры:
- диаметр проволоки:
(43)
коэффициент увеличения напряжения у внутренней стороны витка (сравнительно с напряжением, возникающим при кручении прямого стержня). зависит от индекса пружины
(обычно ). Зададим,Н — максимальная сжимающая сила. Тогда:
Пусть , тогда мм.
Жесткость пружины:
(44)
- диапазон изменения силы,
- рабочий ход.
Подсчитаем начальную высоту пружины H0 по соотношению:
(45)
где—коэффициент, который определяется зазором между витками в её наиболее сжатом состоянии ,
- число концевых витков,
–число рабочих витков
мм — наибольшее перемещение пружины
В этом случае
мм.