--PAGE_BREAK--ЗАВДАННЯ
Спроектувати одноступінчастий косозубий мікроредуктор для привода стрічкопротягувального механізму.
ВИХІДНІ ДАНІ
Діаметр барабана D = 30 мм Швидкість барабана V = 950 мм / с Окружне зусилля барабана P = 60 Н Умови роботи: обертання нереверсивне, навантаження нерівномірне, задане графіком (Рисунок1.).
Рисунок 1. – Графік нерівномірного навантаження
Термін служби — 5 років при однозмінній роботі 7 годин на добу. Число робочих днів у році — 250.
1. КІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНОК
1.1.
Вибір кінематичної схеми мікроредуктора (Рис
унок
1.1
)
Рисунок1.1 – Кінематична схема мікроредуктора
1.2. Вибір електродвигуна
а) Для приблизного визначення ККД мікроредуктора приймемо орієнтовно ККД однієї пари зубчастих коліс при роботі в масляній ванні , а також однієї пари підшипників кочення .
Тоді ККД микроредуктора дорівнює:
Вт
б) Потужність на ведучому валу:
, де
Вт
Вт
в) Вибираємо електродвигун серії 4А, номінальна потужність якого
Nдв.=60 Вт, число обертів nдв=2700об./хв.
1.3. Вибір передавального числа мікроредуктора
i = , де n1– число обертів ведучого вала, об./хв.;
n2– число обертів веденого вала, об./хв.
об./хв.
Отже :
Відповідно до ДСТУ приймаємо і=4.5
1.4. Похибка передавального числа
,
що не перевищує допустимого значення .
1.5.Число обертів тихохідного вала
об./хв.
2. РОЗРАХУНОК НА МІЦНІСТЬ ЗУБЧАСТОЇ ПАРИ
2.1. Вибір матеріалу колеса
Матеріал зубчастих коліс повинен витримувати дотичні та згинальні напруження зубців. Дотичні напруження визначаються тільки твердістю поверхні матеріалу, а згинальні залежать також від твердості серцевини колеса. Найкращим матеріалом, що відповідає вищезазначеним вимогам, є термічно оброблена сталь.
Матеріал коліса: сталь 45Х
Матеріал шестірні: сталь 4Х, термообробка забезпечує поліпшення її характеристик до твердості НВ = 246÷280; σміц= 1000 Мпа; σтек=800 МПа
2.2 Визначення допустимого дотичного напруження
Допустиме дотичне напруження зубчастого колеса залежить від строку служби і режиму роботи передачі. При розрахунку на витривалість :
, де
σHlimb– базова межа дотичної витривалості поверхні зубців;
ZR– коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні та вибирається залежно від класу її шорсткості (для нашого проекту приймаємо 7-й клас та ZR=1);
SH– коефіцієнт безпеки, який для об’ємно-зміцнених зубців приймають 1,1, а для поверхнево-зміцнених – 1,2;
KHL– коефіцієнт довговічності, який для нашого випадку приймаємо рівним 1;
При незмінному числі обертів ni = n тривалість роботи tіє відношенням до загальної кількості годин роботи передачі, яка дорівнює добутку кількості годин роботи за зміну, кількості змін за добу, кількості робочих днів на рік та кількості років роботи передачі:
t=7×1×250×5=8750 годин
Для колеса:
Для шестірні:
Для нашого проекту σн=5000 кгс/см2=500 Мпа
2.3.Коефіцієнт ширини колеса
В одноступінчастому мікроредукторі опори симетричні щодо колес, тому обираємо ψа= 0,2 .
2.4. Коефіцієнт навантаження
Розрахункове навантаження визначається як добуток двох коефіцієнтів
,
де — коефіцієнт концентрації навантаження
- коефіцієнт динамічності
тому
2.5. Номінальний момент, що крутить, на веденому валу
= 0.92 Н×м
Визначаємо міжосьову відстань:
,
де [σк]=500 МПа – контактна напруга між шестірнею і колесом
см
Приймаємо а =25мм.
2.6. Ширина коліс
b2= yа×a = 0,2×25= 5мм
Конструктивно приймаємо: b2= 7мм
b1= b2+ 1= 7+ 1= 8 мм
2.7. Нормальний модуль зубчастої пари
mn= (0,01¼0,02)×a = 0.01.40= 0,25 мм
Значення модуля приймаємо: mn= 0,25 мм.
2.8. Визначення числа зубців шестірні і колеса
Приймаємо попередньо кут нахилу зубців b= 10°:
Приймаємо Z1= 36
Число зубців колеса визначаємо за формулою:
Z2= Z1×i = 36ּ4.5 = 162
Приймаємо Z2= 162
Визначимо остаточне значення кута нахилу зубців.
тобто β = arccosβ = 8.6°
Визначимо осьовий коефіцієнт перекриття для даного кута
>1,1
2.9. Визначення еквівалентних чисел зубців
продолжение
--PAGE_BREAK--Визначимо еквівалентні числа зубів
За значенням еквівалентних чисел зубів виберемо значення коефіцієнтів форми зубів:
Yf1= 3,73; Yf2= 3,75
2.10. Визначення коефіцієнту Y
β
Коефіцієнт Yβ враховує нахил дотичної лінії до основи зубця, нерівномірність епюри навантаження та роботу зубця як пластини, а не як балки.
=0.95
Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами
, де
>1,1
таким чином
Визначимо дійсні місцеві напруження згину в зубцях.
Через те що матеріал шестірні міцніший, ніж матеріал колеса, а зубець шестірні тонший біля основи, ніж у колеса, розрахунок роблять по тому з зубчастих коліс, у якого менше відношення:
; .
Розрахунок виконуємо по колесу
sf2 = 64МПа
sf2
Умови міцності дотримуються.
2.11. Визначення геометричних розмірів коліс
a) Коловий модуль:
мм
приймаємо mt=0,25 мм
b) Початкові діаметри:
Шестірня: мм
Колесо: мм
c) Перевіряємо правильність підрахунку початкових діаметрів:
мм
d) Діаметри кола виступів:
Шестірня: da1= dω1+2·mn=9+ 2×0,25= 9,5мм
Колесо: da2= dω2+ 2×mn= 40,5+ 2×0,25= 41мм
e) Діаметри западин:
Шестірня: df1= dω1— 2,5×mn= 9— 2,5×0,25= 8,5мм
Колесо: df2= dω2— 2,5×mn= 40,5— 2,5×0,25= 40мм
3. РОЗРАХУНОК ВАЛІВ НА МІЦНІСТЬ
3.1. Зусилля в зачепленні
Колове зусилля :
Н
де Мкр.1– крутильний момент, що передається швидкохідним валом.
Н м
Радіальне зусилля:
Н
Осьове зусилля:
Н
3.2. Швидкохідний вал
Схема навантаження вала представлена на Рисунку3, а розрахункова схема епюри моментів швидкохідного вала – на Рисунку.4.
3.2.1. Вибір матеріалу вала
Приймаємо сталь 45, поліпшену з наступними механічними характеристиками.
sміц= 560 Мпа; sт= 280 Мпа; tт= 150 Мпа; s-1= 250 МПа ;
t-1= 150 МПа; ψσ=0; ψτ=0
Допустиме напруження [σ]згIII=55 МПа
3.2.2. Вибір муфти, визначення зусилля від муфти
продолжение
--PAGE_BREAK--Рисунок 3. – Схема навантаження швидкохідного валу
Відповідно до крутильного моменту Мкр1=0,2 Н×м обираємо мембранну муфту. Потрібна нам характеристика цієї муфти : D3=38 мм
Зусилля від муфти, що діє на вал:
Н
3.2.3. Наближена оцінка вала
Відстань між опорами вала для приблизного розрахунку :
l =2×b2= 2×7= 14мм
Довжина консольної ділянки вала орієнтовано :
l1=1,5×b2= 1,5×7= 10,5мм
3.2.4.Опорні реакції та згинальний момент у вертикальній площині від сил, щодіють у зачепленні
22,25Н
Максимальний згинальний момент у небезпечному перерізі, що проходить через середину шестірні:
Рисунок 4. – Розрахунковасхемай епюришвидкохідноговалу
= 0,16 Н×м
3.2.5. Опорні реакції та згинальний момент у горизонтальній площині
= 10,5Н
=6Н
Максимальний згинальний момент у небезпечному перерізі, що проходить через середину шестірні.
= 0,075 Н×м
3.2.6. Результуючий згинальний момент від сил, що діють у зачепленні, у перерізі, який проходить через середину шестірні Н×м
3.2.7. Опорні реакції і згинальні моменти від сили, що діє в муфті
Н
Н
Максимальний згинальний момент у небезпечному перерізі, що проходить через середину опори А:
Мзг.АРм= РМ×l1= 3×0,105 = 0,32 Н×м
Згинальний момент у перетині, що проходить через середину шестірні.
МзгРм= 0,5×Мзг.АРм = 0,5×0,032= 0,16 Н×м
3.2.8. Сумарний максимальний згинальний момент у перерізі, що проходить через середину шестірні, від сил, що діють у зачепленні та від муфти
МΣ= Мрез+ МзгРм=0,18+ 0,16= 0.2Н×м
3.2.9. Приведені (еквівалентні) моменти у небезпечних перерізах вала
а) Що проходять через середину шестірні:
Н×м
де a— коефіцієнт, що враховує різницю в режимах навантаження (α=0,58 )
б) Що проходять через середину опори А:
Н×м
3.2.10. Діаметр вала під шестірнею
см = 3,5мм
Отриманий діаметр dcвала слід збільшити на 10% у зв’язку з наявністю шпонкової канавки, а потім округлити його до стандартного значення з нормального ряду діаметрів:
dc= 0,35×1,1=0,385см, приймаємо dc = 4мм
3.2.11. Діаметри вала під підшипники
см = 2,8мм
Приймаємо стандартне значення діаметра вала під підшипники:
da= 3мм
3.3. Тихохідний вал
Схема навантаження тихохідного вала представлена на Рис.5, а розрахункова схема й епюри моментів тихохідного вала – на Рисунку6.
3.3.1. Вибір матеріалу вала
Для тихохідного вала обираємо ту ж сталь 45, що й для швидкохідного вала. Механічні характеристики й допустимі напруження ті ж самі.
3.3.2. Опорні реакції та згинальні моменти у вертикальній площині від сил, що діють у зачепленні,
Вони мають ті ж значення, що й для ведучого вала
Н; Н×м
3.3.3. Опорні реакції та згинальні моменти у горизонтальній площині від сил, що діють у зачепленні
Н
Н
Максимальний згинаючий момент у небезпечному перерізі, що проходить через середину колеса:
Н×м
3.3.4. Результуючий загальний момент від сил, що діють у зачепленні, у небезпечному перерізі, що проходить через середину колеса
Н×м
3.3.5. Приведений (еквівалентний) момент у небезпечному перерізі, що проходить через середину колеса
Н×м
3.3.6. Діаметр вала під колесом
мм
Отриманий діаметр dсвала слід збільшити на 10% у зв’язку з наявністю шпонкової канавки а потім округлити його до стандартного значення з нормального ряду діаметрів, враховуючи при цьому необхідність одержання ступінчастої конструкції вала:
dc=0,47× 1,1=0,52 см =5.2мм, приймаємо dс=6мм
3.3.7. Розмір діаметру вала на опорах А та В
Для одержання ступінчастої конструкції приймаємо 4мм, що відповідає
розмірам внутрішніх кілець стандартних підшипників кочення
Рисунок5.–Схема навантаження тихохідного валу
продолжение
--PAGE_BREAK--