- •Содержание
- •Описание работы механизма
- •Исходные данные:
- •Предварительный выбор двигателя
- •Расчет редуктора
- •Геометрический расчет редуктора
- •3.2.1 Расчет передачи 3-4 (косозубой)
- •3.2.2. Расчет передачи 5-6 (прямозубая)
- •4 Проверочный расчет требуемой мощности двигателя
- •5 Предварительный расчет валов
- •6 Расчет момента инерции редуктора
- •7 Расчет мертвого хода
- •8 Подбор и расчет подшипников выходного вала
- •9 Обоснование выбора применяемых материалов и типа смазки
- •Литература
Геометрический расчет редуктора
3.2.1 Расчет передачи 3-4 (косозубой)
Выбираем значение количества зубьев шестерни из диапазона 17-28, Z=20. Угол наклона зубьев из диапазона 8˚-15˚ принимаем равнымβ = 10˚. Нормальный модульmn = 1мм.
Рассчитаем торцевой модуль:
mt=mn/Cosβ=1/0,9848=1,0154 мм
Рассчитываем количество зубьев ведомого колеса:
Z4 =Z3·U3-4 = 20 · 7,5 = 150
Определяем реальное передаточное число и его отклонение от рассчитанного (не более 1,5%):
Uф=Z4/Z3= 150 / 20 = 7,5
Δi3-4= () · 100% = () · 100% = 0% < 1,5% - значение допустимо.
Определяем делительные диаметры d,мм:
d3=== 20,621 мм
d4=== 154,66 мм
Определяем межосевое расстояние:
a3-4=== 87,64 мм
Находим высоту головки зуба ha, мм:
ha =·mt= 1 · 1,0154 = 1,0154 мм
Находим высоту ножки зуба hf, мм (с*= 0,25, т.к.mt >1):
hf= (+c*) ·mt= (1+0,25) · 1,0154 = 1,27 мм
Находим высоту зуба h, мм:
h=ha + hf= 1,0154 + 1,27 = 2,285 мм
Определяем диаметр вершин зубьев:
da 3 = d3 + 2·ha = 20,621+2·1,0154 = 22,652 мм
da 4 = d4 + 2·ha = 154,66+2·1,0154 = 156,69 мм
Определяем диаметр впадин зубьев:
df 3=d3- 2·hf= 20,621 - 2·1,27 = 18,08 мм
df 4=d4- 2·hf= 154,66 - 2·1,27 = 152,12 мм
Определяем длину зуба:
b4=d4/Z3= 154,66 / 20 = 7,733, принимаем значениеb4= 8 мм
b3=b4+ 1 = 9 мм
Определяем начальный шаг:
Pш=== 3,237 мм
Материалом для изготовления всех шестерён выбираю легированную конструкционную сталь 30Х ГОСТ 4543-71.
3.2.2. Расчет передачи 5-6 (прямозубая)
Нормальный модуль mn = 1мм.Z5=20.
Рассчитываем количество зубьев ведомого колеса:
Z6 =Z5·U5-6 = 20 · 7,22 = 144,4 берём равным 145
Определяем реальное передаточное число и его отклонение от рассчитанного (не более 1,5%):
Uф=Z6/Z5= 145 / 20 = 7,25
Δi5-6= () · 100% = () · 100% = 0,42% < 1,5% - значение допустимо.
Определяем делительные диаметры d,мм:
d5=== 20мм
d6=== 145мм
Определяем межосевое расстояние:
a5-6=== 82,5 мм
Находим высоту головки зуба ha, мм:
ha =·mt= 1 · 1= 1мм
Находим высоту ножки зуба hf, мм (с*= 0,25, т.к.mt >1):
hf= (+c*) ·mt= (1+0,25) · 1 = 1,25 мм
Находим высоту зуба h, мм:
h=ha + hf= 1+ 1,25 = 2,25 мм
Определяем диаметр вершин зубьев:
da 5 = d5 + 2·ha = 20+2·1= 22мм
da 6 = d6 + 2·ha = 145+2·1= 147мм
Определяем диаметр впадин зубьев:
df 5=d5- 2·hf= 20- 2·1,25 = 17,05 мм
df 6=d6- 2·hf= 145 - 2·1,25 = 142,5 мм
Определяем длину зуба:
b6=d6/Z5= 145/ 20 = 7,25, принимаем значениеb6= 8 мм
b3=b6+ 1 = 9 мм
Определяем начальный шаг:
Pш=== 3,14мм
Материалом для изготовления всех шестерён выбираю легированную конструкционную сталь 30Х ГОСТ 4543-71.
4 Проверочный расчет требуемой мощности двигателя
P=Tн*𝜔
ТIV= = = 0,7166 Н·м
T6=== 0, 7238 Н· м
Определяем окружную Ftи радиальнуюFrсилы, приложенную к зубьям:
Ft 6 = == 10 Н
Угол зацепления пары зубчатых колёс равен 20˚.
Fr 6 = = 10*0,364 = 3,64 Н
Рассчитываем коэффициент зацепления пары зубчатых колёс 3-4(косозубая):
𝜂3-4= 1 –π · с · f · ε ·( + ) · 0,5(3)
где f– коэффициент трения из диапазона 0,08…0, 15, выбираю равным 0,1;
- коэффициент торцового перекрытия, характеризует плавность зацепления. Из диапазона 3…4, выбираю равным 3,5;
с – поправочный коэффициент.
Рассчитываем поправочный коэффициент с:
Т.к. Ft< 30 Н, то
с=== 1,287
Отсюда по формуле 3:
𝜂3-4=1-3,14*1,287*0,1*3,5*0,5()=0,96 (96%)
Рассчитываем коэффициент зацепления пары зубчатых колёс 5-6(прямозубая):
𝜂5-6= 1 –π · с · f · ε ·( + ) · 0,5(4)
где f– коэффициент трения из диапазона 0,08…0, 15, выбираю равным 0,1;
- коэффициент торцового перекрытия, характеризует плавность зацепления. Из диапазона 1…2, выбираю равным 1,5;
с – поправочный коэффициент.
Рассчитываем поправочный коэффициент с:
с=== 1,27
Отсюда по формуле 4:
𝜂5-6=1-3,14*1,27*0,1*1,5*0,5()=0,983 (98,3%)
Рассчитываем общий КПД редуктора 𝜂р, он будет равен произведению𝜂всех отдельных передач. В редукторе присутствуют следующие𝜂:
- 1 косозубая зубчатая передача: 3-4=0,96;
- 1 прямозубая зубчатая передача: 5-6=0,983;
- 3 подшипниковые передачи: пп=0,99;
- 1 муфта: 𝜂м = 0,99.
р=м*3пп*3-4*5-6=0,99*0,993*0,96*0,983=0,9065 (90,65%)
Рассчитываем крутящий момент Ткрна двигателе:
T6=0, 7238 Н· м
Н·м
ТII=Т4 / 𝜂пп · 𝜂3-4 ·U3-4 = 0,1026 / 0,99· 0,96· 7,5 = 0,0144 Н· м
ТI= Тдв =ТII/𝜂м = 0,0144 / 0,99 = 0,01455 Н· м
Вычисляем фактически требуемую мощность двигателя:
Pтр.ф. = = = 20,5 Вт
Полученное значение в 1,7 раза меньше, чем мощность выбранного двигателя. Это значение удовлетворяет условию Рдв > (1,2..2,5) Ртр. Двигатель выбран правильно.