2. Краткое описание конструкции (стр. 3 из 6)

Ориентировочное число ступеней n = 4 (так как n = lg (i₀)/lg(i₁) » 4… 5, принимая i₁ = 3,5 . . 5 [5, c.19]). Принимаем передаточное отношение для всех ступеней, кроме последней одинаковое, то есть i₁= i₂ = i₃ = . . . = i_n-1 Þ i₁^n-1 = i₀/i_n и i_n = 10, [5, c.12, 19] получаем:

i₁=

(кинематическая схема ЭМП прилагается).

Выберем максимальное число зубьев шестерни z₁ = z₃ = z₅ = z₇ = 30, так как это обеспечивает высокую точность привода [5, c. 23]. Тогда количество зубьев колес равно [5, c.24]:

z₂ = z₄ = z₆ = i₁×z₁= 30×4=120;

z₈ = i₄×z₁= 30×10=300.

3.3. Расчёт моментов [2, ч.1, с.69-76; 1, ч.2, с.29-31]

Полный момент нагрузки на выходном (5-ом валу) валу М_V складывается из статического момента нагрузки М_Нmax и динамического М_ДV [2, ч.1, с. 69]:

Запишем формулу для поиска моментов на валах редуктора

[4, с. 29],

где

— искомый момент на данной ступени ;

— известный момент на предшествующей ступени;

— передаточное отношение ступени n,(n-1);

— к. п. д. ступени n,(n-1). Принимаем ([5, c.28]).

Зацепление 4:

.

Зацепление 3:

.

Зацепление 2:

.

Зацепление 1:

.

Вывод: Следовательно момент в нагрузке, приведенный к валу двигателя, т. е.

оказался меньше номинального момента двигателя , что оставляет в силе предварительный выбор двигателя ДПР-42-Ф1-06 по необходимой мощности .

3.4 . Расчёты на прочность механических передач [2, ч.1, с. 60-61, 1, ч.1, с. 171-176]

а) определение модулей зубчатых колёс

Модуль для открытых цилиндрических прямозубых передач вычисляется по формуле:

([2, ч.1, с 60]), где

М – крутящий момент;

Y_F – коэффициент формы зуба расчетного колеса;

K –коэффициент запаса по нагрузке 1,1…1,5 (К=1,5)

z – число зубьев рассчитываемого колеса;

y_bm= 8 – коэффициент ширины зубчатого венца;

[s_F] – допустимое напряжение на изгиб. Выберем [s_F]=150 МПа.

Расчет будем вести по шестерне, для которой z₁ = 30, этому значению числа зубьев соответствует следующее значение коэффициента формы зуба Y_F = 3,85 ([2, с. 62]).

Расчетные значения модулей:

m_{IV, V}

= = 0.41 мм;

m_{III, IV}

= = 0.26 мм;

m_{II, III}

= = 0.16 мм;

m_{I, II}

= = 0.11 мм;

Округляем полученные значения модулей до ближайших из стандартного ряда модулей ([2, с.62]):

m_{IV, V} = 0.4 мм;

m_{III, IV} = 0.3 мм;

m_{II, III} = 0.2 мм;

m_{I, II} = 0.1 мм.

Выполним проверочный расчет на контактную прочность выходной ступени:

<784 МПа.

Расчет на контактную прочность показывает, что выбранный материал – сталь 40Х годится по условиям контактной прочности.

б) определение основных размеров зубчатых колес. ([2, ч.2, с. 87])

Ступень IV, V:

d₇ = m_{IV, V}×z₇ = 0.4×30 = 12 мм;

d₈ = m_{IV, V}×z₈ = 0.4×300 = 120 мм;

b₇ = b₈ = m_{IV, V}×y_bm = 0.4×8 =3,2 мм.

Ступень III, IV:

d₅ = m_{III, IV}×z₅ = 0.3×30 = 9 мм;

d₆ = m_{III, IV}×z₆ = 0.3×120 = 36 мм;

b₅ = b₆ = m_{III, IV}×y_bm = 0.3×8 =2.4 мм.

Ступени II, III.

d₃ = m_II,III×z₃ = 0.2×30 = 6 мм;

d₄ = m_II,III×z₄ = 0.2×120 = 24 мм;

b₄ = b₃ = m_II,III×y_bm = 0.2×8 =1,6 мм.

Ступени I,II.

d₁ = m_II,III×z₃ = 0.1×30 = 3мм;

d₂ =m_II,III×z₄ = 0.1×120 = 12 мм;

b₂ = b₁ =m_II,III×y_bm = 0.1×8 =0,8 мм.

Сравнение габаритов выбранного двигателя и в особенности размеров его вала с размерами шестерни 1-ой ступени показывают, что диаметр вала двигателя, равный 3 мм равен диаметру делительной окружности шестерни d₁ ,что не позволяет при классической ее конструкции закрепить ее на валу. Это несоответствие размеров требует:

- либо увеличение диаметра шестерни (за счет увеличения модуля или числа зубьев);

- либо разработки особой конструкции крепления шестерни на валу.

Остановимся на первой возможности, т.е. увеличении модуля:

По условиям крепления шестерни на валу двигателя с помощью сегментной шпонки необходимо, чтобы диаметр ее ступицы был примерно 1,8…2 диаметра вала двигателя:

Из конструктивных соображений:

2.3. Расчет валов и осей [1, ч.1, с. 53-57]

а) Расчётное значение диаметров валов с учётом только нагрузки кручения рассчитывается по формуле:

, где М – момент на текущем валу;

[t] – допустимое напряжение кручения.

Допускаемое напряжение кручения для стальных валов [t] = 20…50 МПа. Принимаем [t]=35 МПа. Получаем минимальные диаметры валов

;

;

;

.

Скорректируем полученные значения с учетом конструкторских соображений:

;

;

;

.

б) Проверка диаметров валов расчетом на изгиб.

Расчетная схема для вала II представлена на рис. 2.

Значение крутящего момента на валу

Н×мм

Определим расчетные нагрузки и опорные реакции (см. рис. 3):

;

; , где - угол эвольвентного зацепления.

По полученным значениям расчетных нагрузок определяем опорные реакции в вертикальной и горизонтальной плоскостях.

Вертикальная плоскость XOZ (см. рис. 4).

Для определения нагрузок, действующих на вал в этой плоскости

составляем уравнения равновесия:

;

.

Горизонтальная плоскость ZOY (см. рис. 5):

;

.

Результирующие нагрузки, действующие на вал со стороны подшипников (см. рис.6):

; .