5. Конструирование механизма
Конструктивные и технологические решение при создании редукторов определяются их главным параметром, требуемой твердостью рабочих поверхностей зубьев, необходимой степенью точности передач, а также характером их производства (серийностью выпуска).
Главным параметром редуктора для цилиндрических и червячных передач является межосевое расстояние тихоходной ступени.
Размеры редуктора, характеризуется его главным параметром, определяют размеры оборудования, необходимое для обработки его деталей. Твердость рабочих поверхностей зубьев обусловливает применение конкретного термического оборудования и технологии, связанные с финишной зубообработкой.
Необходимая степень точности редуктора определяет степень точности станков и инструмента, а также организацию технологического процесса. Характер производства (серийность выпуска) предполагает и характер оборудования – универсальное, специализированное, специальное.
Червячно-цилиндрические редукторы имеют червячную быстроходную ступень с обычными для нее параметрами и одну или две цилиндрические ступени с параметрами цилиндрического редуктора развернутой схемы. Эти редукторы имеют большие передаточные отношения и низкий уровень шума. Червяк обычно располагают внизу, что вызвано условиями смазывания зацепления, расположением подшипников червяка и условиями сборки.
Важные факторы ЧЦР – масса, КПД и расход бронзы на червячные колеса. По всем трем факторам показатели улучшаются, если уменьшается передаточное отношение червячной быстроходной ступени.
модуль станок робот автоматизация
6. Проектировочный и проверочный расчет валов
Для предварительного определения диаметра вала выполняют ориентировочный расчет его на чистое кручен по пониженному
[τ] без учета влияния изгиба:
,
где Т- крутящий момент, Нмм.
При расчете редукторных валов по этой определяют диаметры
выходных концов валов, принимая [τ]=20ч25МПа для валов из конструктивных углеродистых сталей. Полученное значение округляют до ближайшего из ряда диаметров по ГОСТ6636-69.
Диаметров выходного конца быстроходного вала редуктора соединяемого с валом электродвигателя, рекомендуется назначать не меньше 0,8 диаметра выходного конца вала двигателя для возможности соединения валов со стандартной муфтой.
Диаметры остальные участков вала могут в случае необходимости, например для удобства посадки на вал подшипников качения, зубчатых колес, назначаться по конструктивным и технологическим соображениям.
Уточненный расчет выполняют как проверочный для определения расчетного коэффициента запаса прочности в опасном сечении вала. Опасным считается то сечение вала, для которого коэффициент запаса прочности имеет наименьшее значение: оно может не совпадать с сечением, где возникают наибольший крутящий и изгибающий моменты. Поэтому искомые коэффициенты определяют для нескольких сечений.
Хотя
для обеспечения прочности вала достаточно
иметь
,
Однако, Учитывая повышенные требования к жесткости редукторных валов, рекомендуется иметь s=2,5ч3. При таких значениях можно не проводить специального расчета на жесткость.
В данном курсовом проекте требуется рассчитать промежуточный вал, так как он является самым опасным.
Предварительный расчет валов
Ведущий вал
Принимаем [τ]=25Н/мм2 и определяем диаметр выходного конца вала по расчету на кручение.
назначаем 13мм.
Но для соединения его с валом электродвигателя принимаем
db1=dдвиг=22;
Длина нарезанной части b1=95мм.
Для выхода режущего инструмента при на резании витков рекомендуется участки вала, прилегающие к нарезке, протачивать до диаметра df1.
Промежуточный вал
Диаметр выходного конца:
Принимаем db2=32мм.
Ведомый вал
Принимаем db2=45мм.
Уточненный расчет вала 2
1) Составляем расчётную схему, представляя вал как балку на двух опорах (рис.2).
2)
Усилия
,
,
и
,
изображенные на расчётной схеме,
переносим статическими нулями в ось
вращения вала раздельно для вертикальной
и горизонтальной плоскостей и строим
эпюры изгибающих и крутящих моментов.
3) Устанавливаем опасные сечения вала. При выборе опасных сечений вала учитываем величины изгибающих и крутящих моментов, площади поперечных сечений, наличие концентраторов. Выполним проверку вала на прочность в сечении, расположенном посередине ступицы червячного колеса.
4) Определяем составляющие нормальной силы в зацеплении:
а) окружная
б) радиальные
5) Для принятой расчётной схемы (рис.2) определяем суммарный изгибающий момент в проверяемом опасном сечении вала:
Построив эпюры нагрузок от крутящих моментов, определяем самое опасное сечение и находим суммарный крутящий момент
Проверяем статическую прочность вала в опасном сечении:
а)
напряжение изгиба для сплошного вала
(
)
б) напряжение кручения для сплошного вала ( )
в) эквивалентные напряжения определяем по формуле:
г) при расчёте на перегрузки принимаем коэффициент перегрузки из интервала к=2…3 и рассчитываем изгибающий момент в опасном сечении, умножая на этот коэффициент
д)
допускаемое напряжение для материала
вала 40Х, имеющего предел текучести
Рассчитанные эквивалентные напряжения как при номинальных нагрузках, так и при перегрузках меньше допускаемых.
Рассчитываем вал на выносливость
а) определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям изгиба
Предел
выносливости при изгибе
для материала вала 40Х
.
Коэффициент чувствительности материала
к асимметрии цикла напряжений
.
Коэффициент
Коэффициент
влияния абсолютных размеров поперечного
сечения
.
Коэффициент влияния шероховатости для
обтачиваемой поверхности
.
Коэффициент влияния упрочнения
.
Для
шпоночных участков вала эффективный
коэффициент концентрации напряжений
.
Тогда:
Амплитудное значение напряжений:
(осевая
сила равна нулю).
Коэффициент запаса усталостной прочности
б) коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям кручения
Предел
выносливости при кручении
для материала 40Х
Коэффициент
чувствительности материала к асимметрии
цикла напряжений
Для
шпоночных участков валов эффективен
коэффициент концентрации напряжений
Тогда
Определяем
амплитудное и среднее значение напряжений.
Принимая вал сплошным, вычисляем
и
:
Тогда
в) коэффициент запаса усталостной прочности при совместном действии изгиба и кручения вычисляем по формуле
рассчитанный
коэффициент запаса усталостной прочности
больше допускаемого, минимальное
значение которого колеблется в пределах
.
8) Найдем реакции RА и RВ
Уточненный расчет вала 1
1) Составляем расчётную схему, представляя вал как балку на двух опорх (рис.1).
2)Усилия
и
,
изображенные на расчётной схеме,
переносим статическими нулями в ось
вращения вала раздельно для вертикальной
и горизонтальной плоскостей и строим
эпюры изгибающих и крутящих моментов.
3)Устанавливаем опасные сечения вала. При выборе опасных сечений вала учитываем величины изгибающих и крутящих моментов, площади поперечных сечений, наличие концентраторов. Выполним проверку вала в сечении, расположенном посередине шестерни.
4) Определяем составляющие нормальной силы в зацеплении:
а) окружная
5) Определяем суммарный изгибающий момент в проверяемом опасном сечении вала
а)
Изгибающий момент в вертикальной
плоскости
:
б)
Изгибающий момент в горизонтальной
плоскости
в)
Суммарный изгибающий момент
6) Проверяем статическую прочность вала в опасном сечении:
а)
напряжение изгиба для сплошного вала
(
)
б) напряжение кручения для сплошного вала ( )
в) эквивалентные напряжения определяем по формуле:
г) при расчёте на перегрузки принимаем коэффициент перегрузки из интервала к=2…3 и рассчитываем изгибающий момент в опасном сечении, умножая на этот коэффициент
д)
допускаемое напряжение для материала
вала 40Х, имеющего предел текучести
Рассчитанные эквивалентные напряжения как при номинальных нагрузках, так и при перегрузках меньше допускаемых.
7) Рассчитываем вал на выносливость по формулам
а) определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям изгиба
Предел выносливости при изгибе для материала вала 40Х . Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений . Коэффициент
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения . Коэффициент влияния шероховатости для обтачиваемой поверхности . Коэффициент влияния упрочнения .
Для шпоночных участков вала эффективный коэффициент концентрации напряжений . Тогда:
Амплитудное значение напряжений:
Осевая
сила
;
.
Коэффициент запаса усталостной прочности
б) коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям кручения
Предел
выносливости при кручении
для материала 40Х
Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений
- коэффициент концентрации напряжений
Тогда
Определяем
амплитудное и среднее значение напряжений.
Принимая вал сплошным, вычисляем
и
:
Тогда
в) коэффициент запаса усталостной прочности при совместном действии изгиба и кручения вычисляем по формуле
рассчитанный
коэффициент запаса усталостной прочности
больше допускаемого, минимальное
значение которого колеблется в пределах
.
8) Определим силы, действующие на вал
Уточненный расчет вала 3
Определим силы, действующие на вал
1) Составляем расчётную схему, представляя вал как балку на двух опорх (рис.1).
2) Усилия и , изображенные на расчётной схеме, переносим статическими нулями в ось вращения вала раздельно для вертикальной и горизонтальной плоскостей и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.
3) Устанавливаем опасные сечения вала. При выборе опасных сечений вала учитываем величины изгибающих и крутящих моментов, площади поперечных сечений, наличие концентраторов. Выполним проверку вала в сечении, расположенном посередине шестерни.
4) Определяем составляющие нормальной силы в зацеплении:
а) окружная
5) Определяем суммарный изгибающий момент в проверяемом опасном сечении вала
а) Изгибающий момент в вертикальной плоскости :
б) Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
в) Суммарный изгибающий момент
6) Проверяем статическую прочность вала в опасном сечении:
а) напряжение изгиба для сплошного вала ( )
б) напряжение кручения для сплошного вала ( )
в) эквивалентные напряжения определяем по формуле:
г) при расчёте на перегрузки принимаем коэффициент перегрузки из интервала к=2…3 и рассчитываем изгибающий момент в опасном сечении, умножая на этот коэффициент
д)
допускаемое напряжение для материала
вала 40Х, имеющего предел текучести
Рассчитанные эквивалентные напряжения как при номинальных нагрузках, так и при перегрузках меньше допускаемых.
7) Рассчитываем вал на выносливость по формулам
а) определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям изгиба
Предел выносливости при изгибе для материала вала 40Х . Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений . Коэффициент
Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения . Коэффициент влияния шероховатости для обтачиваемой поверхности . Коэффициент влияния упрочнения .
Для шпоночных участков вала эффективный коэффициент концентрации напряжений . Тогда:
Амплитудное значение напряжений:
Осевая сила ; .
Коэффициент запаса усталостной прочности
б) коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям кручения
Предел выносливости при кручении для материала 40Х
Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений
- коэффициент концентрации напряжений
Тогда
Определяем амплитудное и среднее значение напряжений. Принимая вал сплошным, вычисляем и :
Тогда
в) коэффициент запаса усталостной прочности при совместном действии изгиба и кручения вычисляем по формуле
рассчитанный коэффициент запаса усталостной прочности больше допускаемого, минимальное значение которого колеблется в пределах .
8) Определим силы, действующие на вал построим эпюры
