- •Содержание Введение.
- •Область применения и назначения.
- •Описание и анализ существующих конструкций.
- •Описание и принцип действия разработанного механизма.
- •4. Расчет на работоспособность.
- •4.1. Расчет и выбор электродвигателя.
- •4.2.Кинематический расчет.
- •4.3. Геометрический расчет
- •4.3.1. Расчет червячной передачи
- •4.3.2. Расчет валов
- •4.3.3. Выбор и расчет муфты
- •4.3.4. Расчет пружины
- •4.3.5. Расчет мальтийского креста
- •4.4. Силовой расчет.
- •4.5. Расчет типовых элементов.
- •4.5.1. Расчет подшипника.
- •4.5.2. Расчет штифтов
- •4.5.3. Расчет шпонки
4.3.3. Выбор и расчет муфты
Выбор пал на предохранительную фрикционную однодисковую муфту.
Осевое усилие, передаваемое пружиной:
,
где F - площадь одной поверхности трения;
q - допускаемое удельное давление.
где Mk-крутящий момент на валу;
z - число поверхностей трения;
f - коэффициент трения;
β - коэффициент трения при определении расчетного момента.
D1, D2 - диаметры, ограничивающие рабочие поверхности полумуфт.
Q = 0.0005298 * 2976 = 1.58 Н.
4.3.4. Расчет пружины
Пружину для муфты выбираем по ГОСТ 13766-86 : позиция 95,
D1 = 6,5 мм – наружный диаметр пружины,
d = 0.5мм – диаметр проволоки,
с1 = 2,835 Н/мм – жесткость одного витка,
F3 = 5,6 Н – сила пружины при максимальной деформации.
Осевое перемещение витка пружины под действием нагрузки:
где D - средний диаметр пружины,
d - диаметр проволоки,
G-модуль сдвига.
Сжатие или растяжение пружины под действием нагрузки:F2=1,62 мм.
Число рабочих витков:
Полное число витков пружины:
Шаг ненагруженной пружины:
Высота пружины в свободном состоянии:
Длина пружины под нагрузкой:
Высота пружины сжатой до соприкосновения витков:
Угол подъема витков пружины в свободном состоянии:
α = arctg 0.058 = 3.3град.
Длина развернутой проволоки:
4.3.5. Расчет мальтийского креста
Исходя из условия отсутствия жесткого удара в начале и в конце движения, радиус кривошипа r1 и межосевое расстояние А звязаны зависимостью:
Из технических соображений принимаю радиус кривошипа равным 15.5 мм.
Тогда межосевое расстояние будет равным:
А = 15.5/0.707 = 21.9 мм.
Длина пазов h мальтийского креста определяется из выражения:
h =
где r = (0.1 .. 0.2)*r1 / 2 – радиус пальца,
r = 1мм,
Z1 – количество пазов в кресте.
h = = 11мм.
b = 4*r = 4 мм.
Условие прочности на изгиб пальца:
Где = 240 для стали 45
Как видно, условие прочности на изгиб выполняются.
4.4. Силовой расчет.
Крутящий момент на валу двигателя:
На выходном валу: T3 = 0.4 Н*м.
На валу-червяке: T1 = Tдв = 0,064Н*м.
На валу креста: ηк* η2п / i = 0.4*0,9*0.92 / 2.4 = 0.12 Н*м,
Где i – передаточное отношение между кривошипом и крестом,
i = 3.78 / 1.57 = 2,4
4.5. Расчет типовых элементов.
4.5.1. Расчет подшипника.
На основе полученного значения диаметра выходного вала (d = 5 мм), выбираем подшипник радиальный 1006095, параметры которого приведены в таблице2 и таблице 3.
Таблица 2- габаритные размеры подшипника
Размеры, мм |
||
d |
D |
B |
5 |
13 |
4 |
Таблица 3 - Ориентировочные расчётные параметры
Грузоподьёмность, Н |
|
Динамическая (С) |
Статическая (С0) |
895 |
336 |
Расчёт подшипника на долговечность:
Теоретическая расчётная долговечность L в млн. оборотов определяется по формуле
где С - динамическая грузоподъёмность подшипника;
Р - эквивалентная динамическая нагрузка определяется по эмпирическим формулам и зависит от действующих на подшипник сил, характера нагрузки и температуры.
Долговечность подшипника в часах
где n - частота вращения кольца подшипника в минуту (nвых'). Для приборных зубчатых редукторов ресурс работы подшипников устанавливается в пределах 1000-10000 ч.
Эквивалентная динамическая нагрузка Р для однорядных радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников
где Кδ - коэффициент, учитывающий влияние динамических условий работы (Кδ = 1);
КТ - коэффициент, учитывающий влияние температурного режима работы на долговечность подшипника (КТ = 1);
ν - коэффициент, учитывающий какое кольцо вращается; при вращении внутреннего кольца ν = 1; наружного кольца ν = 1.2 .
X – коэффициент радиальной нагрузки (для радиально-упорного однорядного подшипника = 0,5),
Y – коэффициент осевой нагрузки (для радиально-упорного однорядного подшипника с углом контакта 120 = 0,47),
Fr - радиальная нагрузка;
Fa - осевая нагрузка.
Радиальная нагрузка определяется, как наибольшая величина, полученная из следующих уравнений
Эквивалентная статическая нагрузка P0 для радиальных, радиально-упорных шарикоподшипников выбирается как наибольшая величина, полученная из уравнений.
Поскольку , то
Fr = Fr1 = 12.96 Н
Определим эквивалентную динамическую нагрузку по формуле
Номинальная долговечность:
млн.об.
или