Расположение передаточного отношения отдельных ступеней механизма по возрастанию от двигателя до входного вала. Расчет модуля для ступени механизма редуктора, конической пары на выходе, относительной толщины колеса. Разложение механизма на группы Ассура.
Краткое сожержание материала:

Размещено на http:///

Задача 3

Передаточное число ступеней механизма должно выбираться в соответствии с характером преобразования движения в механизме. Все ступени должны работать так же, как и механизм в целом, в данном случае на уменьшение частоты вращения и увеличение момента. Ошибка механизма будет наименьшей при минимально возможном числе ступеней. Для получения минимальной ошибки передачи в редукторе нужно располагать передаточное отношение отдельных ступеней механизма по возрастанию от двигателя до входного вала.

Передаточное отношение редуктора определяется по формуле:

Исходя из вышеописанного, составим следующее распределение передаточных отношений по ступеням механизма:

U = 200 = 2*4*5*5

U₁ = 2, U₂ = 4, U₃ = 5, U₄ = 5

Кинетическая схема зубчатого механизма редуктора приведена на Рис.3.

Рис.1. Кинематическая схема

Для уменьшения габаритных размеров редуктора принято минимальное число зубьев шестерней. Зная передаточные отношения каждой ступени, рассчитаем число зубьев колес:

z_ш1 = 17z_к1 = z_ш1*U₁ = 17*2 = 34

z_ш2 = 17z_к2 = z_ш2*U₂ = 17*2 = 68

z_ш3 = 17z_к3 = z_ш3*U₃ = 17*2 = 85

Для снижения трения в зацеплении и увеличения срока эксплуатации проектируемого механизма, материалы шестерней и колес редуктора были взяты различные:

Для шестерни: бронза ОФ6-5-0,15, имеющая характеристики:

модуль Юнга: Е = 1,1*10⁷ Н/см²,

допускаемое нормальное напряжение [д] = 11000 Н/см²,

допускаемое касательное напряжение [ф] = 15000 Н/см²

Для колеса: СТ5 (цементация), имеющая характеристики:

модуль Юнга: Е = 2,15*10⁷ Н/см²,

допускаемое нормальное напряжение [д] = 11500 Н/см²,

допускаемое касательное напряжение [ф] = 45000 Н/см²

Проведем расчет модуля для самой ступени механизма редуктора - конической пары на выходе.

Допускаемое значение модуля на выкрашивание для конического типа передачи рассчитывается по формуле:

К_Е - коэффициент, учитывающий разнородность материалов колеса и шестерни, он рассчитывается по формуле:



ш - относительная толщина колеса, для конических колес высчитывается по формуле:

где д - половина угла конуса при вершине шестерни

Вращающий момент допустимый на колесе вычисляется по формуле:

где К_р - коэффициент режима работы равен 1, так как удары и вибрации отсутствуют, К_д - коэффициент динамичности, зависящий от погрешностей изготовления колеса, равен 1, К_кнц - коэффициент концентрации нагрузки равный 1,2, так как зубчатое колесо расположено симметрично относительно опор.

Допустимое значение на выкршивание равно:

Допустимое значение модуля на изгиб для конического типа передачи рассчитывается по формуле:

где y_э - коэффициент формы зуба (y_э = 0,13 для z = 50..100)

Из двух значений модуля выбираем максимальное m_c = 0,565 мм округляем до значения по ГОСТу m = 0,6 мм в большую сторону.

Проведем расчет модуля для третьей ступени редуктора, самой нагруженной из ступеней с цилиндрической прямозубой передачей. Полученное значение модуля отнесем и к меньше нагруженным первой и второй ступеням редуктора.

Допустимое значение модуля на выкрашивание равно:

где предельный вращающий момент рассчитывается по формуле:

в которой вращающий момент на колесе третьей ступени редуктора М_крз можно вычислить по формуле:

Допустимое значение модуля на изгиб вычисляется по той же формуле, что и для конической передачи, с учетом того, что относительная толщина колеса ш = 8

Из двух значений модуля выбираем максимальное m = 0,486 мм и округляем до значения по ГОСТу m = 0,5 мм в большую сторону.

Имея значения модулей, произведем расчет размеров зубчатых колес.

Диаметр делительной окружности вычисляется по формуле: d = mz

Диаметр выступов вычисляется по формуле: d_a = m(z + 2)

Диаметр впадин рассчитывается по формуле: D_d = m(z - 2,5)

Ширина зуба вычисляется по формуле: b = mш

Проведем расчет для всех зубчатых колес:

1 шестерня: d = 0,5*17 = 8,5 мм da = 0,5(17 + 2) = 9,5 мм dd = 0,5(17 - 2,5) = 7,25 мм b = 0,5*8 = 4 мм 2 шестерня: d = 0,5*17 = 8,5 мм da = 0,5(17 + 2) = 9,5 мм dd = 0,5(17 - 2,5) = 7,25 мм b = 0,5*8 = 4 мм 3 шестерня: d = 0,5*17 = 8,5 мм da = 0,5(17 + 2) = 9,5 мм dd = 0,5(17 - 2,5) = 7,25 мм b = 0,5*8 = 4 мм 4 шестерня: d = 0,6*15 = 8,5 мм da = 0,6(15 + 2) = 9,5 мм dd = 0,6(15 - 2,5) = 7,25 мм b = 0,6*3,54 = 2,13 мм	1 колесо: d = 0,5*34 = 17 мм da = 0,5(34 + 2) = 18 мм dd = 0,5(34 - 2,5) = 15,75 мм b = 0,5*8 = 4 мм 2 колесо: d = 0,5*68 = 34 мм da = 0,5(68 + 2) = 35 мм dd = 0,5(68 - 2,5) = 32,75 мм b = 0,5*8 = 4 мм 3 колесо: d = 0,5*85 = 17 мм da = 0,5(34 + 2) = 18 мм dd = 0,5(34 - 2,5) = 15,75 мм b = 0,5*8 = 4 мм 4 колесо: d = 0,6*75 = 45 мм da = 0,6(75 + 2) = 45,9 мм dd = 0,6(75 - 2,5) = 43,9 мм b = 0,6*3,54 = 2,13 мм

Относительная толщина конических зубчатых колес рассчитывается по формуле:

В цилиндрических прямозубых зубчатых колесах при сцеплении возникают два вида сил: распорные, направленные в сторону вращения и окружные, направленные по касательной к окружности, описываемой точкой соприкосновения зубьев

В конических зубчатых колесах возникают также и осестремительные силы, направленные по осям вращения.

Рассчитаем силы и моменты для всех кинематических пар редуктора:

IV ступень:

Р_ок4 = 2М/d_к4 = 2*70/4,5 = 33 Н

Р_р4 = Р_ок4tgб = 33*tg20? = 12 Н (б = 20? т.к. форма зуба эвольвента)

Р_ос4 = Р_р4 = 12 Н

III ступень:

М₃ = Р_ок4d_ш4/2 = 33*0,9/2 = 14,8 Н*мм

Р_ок3 = 2М₃/d_к3 = 2*14,8/4,25 = 6,78 Н

Р_р3 = Р_ок3tgб = 6,78tg20? = 2,47 Н

II ступень:

М₂ = Р_ок3d_ш3/2 = 6,78*0,85/2 = 2,8 Н*мм

Р_ок2 = 2М₂/d_к2 = 2*2,8/3,4 = 1,36 Н

Р_р2 = Р_ок2tgб = 1,36tg20? = 0,435 Н

I ступень:

М₁ = Р_ок2d_ш2/2 = 1,36*0,85/2 = 0,578 Н*мм

Р_ок1 = 2М₁/d_к1 = 2*0,578/1,7 = 0,68 Н

Р_р1 = Р_ок1tgб = 0,68tg10? = 0,245 Н

двигатель вал редуктор колесо

Определим диаметр выходного вала, на него приходится наибольшая нагрузка. Диаметр остальных валов примем равным диаметру выходного вала.

Рассчитаем нагрузку, которая оказывается на него:

Размещено на http:///

Значения сил Р_ок4 и Р₄ были рассчитаны в разделе 2.8. Значения длин были взяты из компоновочной схемы (рис.4)

Условно уберем опору В:

Размещено на http:///

Сумма моментов относительно точки А равна 0:

УМi(A) = 0 7Рок4 + 15R'b4 = 0 R'b4 = -7/15Rок4 = -15,4 Н

УМi(A) = 0 7Р Другие файлы: Проектирование зубчатого механизма Подобор электродвигателя, рассчет зубчатых колес тихоходной ступени редуктора. Рабочие чертежи колеса и вала зубчатого механизма, кинематический расче... Проектирование зубчатого и кулачкового механизмов Кинематическое исследование рычажного механизма. Силы реакции и моменты сил инерции с использованием Метода Бруевича. Расчет геометрических параметров... Проектирование зубчатого червячного редуктора Обоснование выбора электродвигателя и проведение кинематического расчета привода зубчатого червячного редуктора с закрытым корпусом. Силовой расчет и... Проектный расчет редуктора, сборочный чертеж вала, ведомого и зубчатого колеса Выбор электродвигателя и силовой расчет привода. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Уточненный расчет валов на статическую прочность. О... Проектирование зубчатого редуктора Проект зубчатого редуктора к лесотаке, применяющегося в лесоперерабатывающей промышленности. Кинематический и силовой расчет привода. Разработка компо...