- •Для специальностей 7.090901 дневной и заочной формы обучения Группа_________ № зачетной книжки__________
- •2. Расчёт и выбор электродвигателя.
- •2.1 Определение общего передаточного отношения привода, iобщ.
- •2.2 Определение кпд привода
- •2.3 Определение требуемой мощности двигателя, Pэд.
- •3. Кинематический и силовой расчет привода.
- •Разбивка передаточного отношения двухступенчатого редуктора по ступеням.
- •Разбивка двухступенчатого закрытого цилиндрического редуктора, построенного по развёрнутой схеме:
- •Разбивка 2-х ступенчатого соосного цилиндрического редуктора:
- •Разбивка коническо-цилиндрического редуктора:
- •Разбивка червячно-цилиндрического редуктора:
- •Определение погрешности передаточного отношения редуктора.
- •Силовой расчет привода.
- •4. Расчет клиноременной передачи.
- •4.1. Определение сечения ремня.
- •4.2. Выбор диаметра меньшего шкива.
- •4.3. Определение диаметра ведомого шкива.
- •4.4. Определение уточненного значения передаточного числа
- •4.7. Определение межосевого расстояния а
- •4.8. Определение угла обхвата ремнем меньшего шкива 1.
- •4.10. Определение усилия предварительного натяжения ремня q.
- •4.11. Расчетные данные свести в таблицу 4.6:
- •5. Расчет передач.
- •5.1. Расчет цилиндрической зубчатой передачи.
- •5.1.1. Исходные данные для расчета:
- •Выбор материала и термической обработки зубчатых колес
- •Определение допустимого контактного напряжения колеса
- •5.1.4 Определение межосевого расстояния цилиндрической передачи аω
- •5.1.5.Коэффициенты Ψа , Ψв выбираем из следующего ряда чисел:
- •5.1.12.3. Определение допускаемого напряжения изгиба
- •5.2. Расчет конической зубчатой передачи.
- •5.2.1. Исходные данные для расчета:
- •5.2.2 Выбор материала и термической обработки конических зубчатых колес.
- •5.2.3. Определение допускаемого контактного напряжения для колеса
- •5.2.4. Определение внешней делительной окружности колеса, dе2
- •5.2.15. Определение допускаемого напряжения изгиба,[f].
- •5.3. Расчет червячной передачи.
- •5.3.1. Исходные данные для расчета:
- •5.3.3. Определение допускаемых напряжений.
- •5.3.3.1 Определение допускаемых контактных напряжений.
- •5.3.3.2 Определение допускаемых напряжений изгиба [f].
- •5.3.4. Определение межосевого расстояния а
- •5.3.5.2. Определение предварительного значения модуля передачи m :
- •5.3.5.3.Определение коэффициента диаметра червяка q.
- •5.3.5.4. Назначение коэффициента нагрузки Кнв.
- •5.3.5.5. Определение уточнённого межосевого расстояния
- •5.3.6. Определение коэффициента смещения инструмента х
- •5.3.7Определение погрешности передаточного числа от заданного u
- •5.3.8.Определение геометрических параметров червяка
- •5.3.9.Определение геометрических параметров червячного колеса
- •5.3.10.Определение угла подъёма винтовой линии
- •5.3.11.Определение окружных скоростей червяка и колеса
- •5.3.12.Определение скорости скольжения
- •5.3.13. Определение сил, действующих в зацеплении
- •5.3.14 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба
- •5.3.15. Определение кпд передачи
- •5.3.16. Тепловой расчет червячного редуктора
- •5.4. Расчет волновой передачи.
- •Исходные данные:
- •5.4.2. Выбор материала.
- •5.4.3.Определение числа зубьев гибкого и жесткого колес.
- •5.4.4. Определение диаметра гибкого колеса, dг из условия расчета зубьев на смятие.
- •5.4.5.Определение модуля зацепления.
- •Определение основных геометрических параметров гибкого колеса
- •5.4.7.Определение основных геометрических параметров жесткого колеса.
- •5.4.8. Определение основных геометрических параметров генератора волн.
- •5.4.9. Проверочный расчет волновой передачи.
- •6. Расчет валов.
- •6.1. Проектный расчет валов.
- •6.2. Проверочный расчет валов.
- •6.2.1. Составление схемы нагружения редуктора.
- •6.2.2.1. Составление схемы нагружения и реакции опор входного вала.
- •6.2.2.3. Расчёт реакций опор в вертикальной и горизонтальной плоскостях.
- •7. Расчет подшипников на долговечность.
- •7.7. Определение эквивалентной динамической нагрузки р
- •7.8. Определение долговечности работы подшипника.
- •7.9. Выводы.
- •8. Эскизный проект редуктора.
- •8.6. Конструирование подшипниковых узлов.
- •8.6.2. Регулирование подшипников.
- •8.6.3. Опоры соосно расположенных валов.
- •8.7. Конструктивное оформление посадочных мест.
- •8.9. Конструирование крышек подшипников.
- •8.10. Расчет элементов корпусных деталей редуктора.
- •9. Расчет призматических шпонок.
- •10. Эскизный проект.
- •10.1. Размеры:
- •10.2. Техническую характеристику изделия:
- •10,3. Технические требования к изделию, где указывают:
- •11.Муфты
- •11.1. Общие сведения.
- •11.2. Классификация муфт.
- •11.3.Расчет муфт
- •11.4 Компенсирующие муфты.
- •12. Особенности смазки редуктора
- •12.1. Основные понятия
- •12.2. Виды и назначение смазок
- •12.3. Определение минимального объёма масла в редукторе
- •12.4. Расчёт кинематической вязкости масла
5.4.7.Определение основных геометрических параметров жесткого колеса.
делительный диаметр колеса, , мм.
коэффициент смещения при , мм.
Для передачи с зубьями, нарезанными стандартным инструментом при α=20°, и коэффициенте К=1 округляем по формуле:
диаметр вершин зубьев, , мм.
,
где при =30 к=0,89; при =20 к=1.
диаметр впадин, , мм.
,
основной диаметр, , мм.
,
окружная делительная толщина зуба, , мм.
,
Знак «+» или «–» зависит от коэффициента смещения,
ширина зубчатого венца, , мм.
Принимаем bЖ=
назначаем допуск для мелкомодульных колес, согласно рекомендации принимаем: МГ=50мкм, М=48мкм.
диаметр мерительного ролика принимаем равным диаметру dр для гибкого колеса.
размер по роликам
,
где ЦЖ - угол давления в точке касания ролика с профилем зуба, инвалюта которого находиться по таблице эвольвентных функций.
Рисунок 5.4. Обозначение геометрических параметров жёсткого колеса.
размер по роликам
5.4.8. Определение основных геометрических параметров генератора волн.
* Примечание. Генераторы волн рассчитывать в зависимости от выбора типа генератора по рекомендованной литературе.
5.4.9. Проверочный расчет волновой передачи.
Небольшие напряжения изгиба в стенках цилиндра гибкого колеса возникают в нагруженных волокнах, в местах наименьшего радиуса деформируемого колеса.
Для гибкого колеса, имеющего форму цилиндра длинной LГ и среднего радиуса :
,
где , напряжение изгиба оценивается по формуле
,
где В=dЖ – dГ = mu
[F]r – допускаемое напряжение изгиба, для нелегированных сталей с НВ350,
[F]r = 50,…,70 МПа.
Наибольшее напряжение, в стенках цилиндра гибкого колеса у основания зубьев определяется:
,
где - коэффициент, учитывающий концентрацию напряжения и напряжение изгиба у основания зубьев, зависит от числа зубьев и определяется по таблице 5.24 методом интерполяции
Таблица 5.24. Значение коэффициентов концентрации напряжения.
ZГ |
100 |
150 |
200 |
250 |
300 |
350 |
400 |
450 |
|
2,7 |
3,04 |
3,30 |
3,50 |
3,66 |
3,79 |
3,90 |
4,00 |
При передачи гибким колесом крутящего момента в нем возникают касательные напряжения. При критическом их значении цилиндрическая оболочка скручивается, теряет устойчивость, на поверхности по винтовой линии образуются выпуклости и впадины.
,
[кр] – допускаемое значение напряжения кручения, МПа, определяется по формуле:
6. Расчет валов.
Для обеспечения вращательного движения подвижные системы приборов располагаются на деталях, которые в зависимости от вида нагружения называются валами или осями. Валом называется деталь, которая служит для передачи вращательного момента и одновременно является базой подвижной вращающейся системы.
Оси и валы для оптимизации габаритных размеров, массы и прочности выполняются ступенчатой формы.
Участки осей и валов, соприкасающиеся с опорами, называют цапфами.
Для фиксации деталей на валах в осевом направлении служат буртики, высота заплечиков, h которых ориентировочно должна быть принята следующих размеров при диаметре вала:
до 20мм h = 0,5 … 3мм
20 … 40мм h = 2,5 … 5мм
40 … 60мм h = 4,5 … 8мм
Рисунок 6.1. Основные конструктивные элементы валов.
Концы валов следует заканчивать фасками. Места перехода от меньшего диаметра вала к большему называется галтелью. Галтели могут быть как постоянного, так и переменного радиусов. Радиус галтели, для несопряженных поверхностей, следует принимать по следующей рекомендации:
При разности диаметров:
(D ─ d)>2,…,4 мм R1,…,2 мм.
(D ─ d)>4,…,6 мм R2,…,3 мм.
При неподвижном соединении вала и насаженной на него детали (например, колесо, шкив, червяк и т. д.) вал имеет галтель, радиус которой R, а насаженная деталь ─ фаску размером С. Причем, катет фаски должен быть больше радиуса галтели С > R, что обеспечивает плотное прилегание ступицы к буртику вала.
Рекомендации по выбору радиуса галтели и фаски:
При d = 10…15мм; R = 1мм С = 1,5мм
d = 15…40мм; R = 1,5мм С = 2мм
d = 40…80мм; R = 2мм С = 3мм
Для плотного прилегания торца подшипника качения фланцу вала делают проточки, размеры которой нормализуются в зависимости от применяемого инструмента, см. раздел 8.4.
Радиус закругления внутреннего кольца подшипника «r» должен быть также больше радиуса галтели вала R1 в местах посадки подшипников.
Валы изготавливают из углеродистых и легированных сталей. Обычно применяют сталь 35, 40, 45, 40Х с термообработкой ─ нормализация или улучшение. Для неответственных валов Ст5, Ст3. Расчет валов производят по следующим этапам:
I. Предварительный проектный расчет и конструирование. В результате выполнения этого этапа определяют наименьший диаметр вала и разрабатывают его конструкцию. При конструировании учитывают для обеспечения сборки возможность свободного продвижения деталей вдоль вала до места их посадки, а также осевую фиксацию этих деталей на валу.
II. Проверочный расчёт вала. Этот этап проводится после эскизного проектирования всего узла, определения точек приложения нагрузки и реакции опор, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов, определения опасного сечения вала .
III. Уточнённый проверочный расчет. Этот этап проводится после окончательной разработки конструкции и служит для определения коэффициента запаса прочности для опасного сечения вала или для нескольких предположительно опасных сечений.