- •Привод механизма передвижения
- •Часть 1. Проектирование и исследование механизмов привода исполнительного механизма….……………………………………………………..………………… 6
- •Часть 2. Конструирование привода исполнительного механизма……………
- •Часть 1. Проектирование и исследование механизмов привода
- •Синтез планетарного механизма
- •Часть 2. Конструирование привода исполнительного механизма
- •Часть 1.
- •1. Назначение и область применения привода.
- •2. Техническая характеристика привода.
- •3. Описание и обоснование конструкции привода.
- •4.2.2. Определение допускаемых напряжений зубчатых колес редуктора.
- •4.2.3. Допускаемое напряжение изгиба зубчатых колес редуктора.
- •4.3. Проектировочный расчет передачи редуктора, синтез зубчатого зацепления.
- •4.3.1. Проектировочный расчет передачи редуктора.
- •Синтез зубчатого зацепления
- •Расчет к первому этапу компоновки редуктора.
- •4.4.3.Силовой анализ.
- •4.5. Синтез планетарного механизма.
- •4.4.2. Проектировочный расчет открытых передач привода.
- •4.4.2.1. Проектировочный расчет цепной передачи.
Расчет к первому этапу компоновки редуктора.
Определяем минимальные диаметр быстроходного вала:
= = 31,49 ,
где 0,2 – понижающий коэффициент при допускаемом напряжении на кручении.
– условное допускаемое напряжение на кручении.
Определяем минимальные диаметр тихоходного вала:
Для силовых механизмов (редуктор) диаметры валов должны быть более 16 мм.
Полученные значения округляю в большую сторону по ряду нормальных линейных размеров:
мм.
мм.
Определяем ширину колеса и шестерни:
= 80 мм
Согласуя с рядом нормальных линейных размеров, получаем:
b1 = 85 мм
b1 – ширина шестерни,
b2 – ширина колеса.
4.4.3.Силовой анализ.
Fr - радиальная составляющая нормальной силы Fn, направлена по радиусу к центру зубчатого колеса;
Ft - окружная составляющая нормальной силы Fn – касательная к начальным диаметрам;
Fm – усилие в муфте.
Fr1 = Fr2
Ft1 = Ft2
Fr = Fttg ( = 20̊ - передача стандартная)
Ft = 2T / dw
Ft1 = Ft2 = 2T1 / dw1 = 269,34 / 62,016 = 2,24 кН
Fr1 = Fr2 = Ft1tg = 2,24 tg20 = 0,82 кН
4.5. Синтез планетарного механизма.
Планетарными называют механизмы, имеющие зубчатые колёса с подвижной осью.
Центральная ось - ось, относительно которой вращается водило. Водило (Н) - звено в котором установлен саттелит; саттелит (2) - это зубчатое колесо с подвижной осью вращения; колесо (3) - опорное (неподвижное) колесо.
Дано:
i пл = 7,3
Получаем: .
Определим диаметры зубчатых колёс:
- диаметр центрального колеса;
- диаметр сателлита;
- диаметр неподвижного колеса.
Проверка условий сборки:
- целое число.
Проверка условий соседства:
;
sin(60̊) = 0,866 > 0,753
Определим масштабный коэффициент длины для построения планетарного механизма
,
где - диаметр неподвижного колеса в метрах; - отрезок, которым изображается требуемый диаметр.
Построение плана окружных скоростей:
Принимаем для предварительного расчета
м
м/с
Определяем масштабный коэффициент скорости:
Принимаем мм
μv =
Построение плана угловых скоростей:
Отрезок РР’ принимаем равным 30 мм.
Определение масштабного коэффициента угловых скоростей:
РН= = рад/с
4.4.2. Проектировочный расчет открытых передач привода.
4.4.2.1. Проектировочный расчет цепной передачи.
1. Так как передаточное отношение i = 3,15 принимаем z1 = 21.
2. Число зубьев ведомой звездочки: .
Согласно ГОСТ 591-69 принимаем z2 = 71.
3. Минимальный диаметр звездочки:
мм.
4. Скорость цепи:
м/с.
5. Выбор режима смазки. Для заданных условий работы достаточно ручной периодической смазки каждые 8…10 часов работы. Коэффициент способа смазки kсп = 1,4.
6. Проекция опорной поверхности шарнира А для заданного режима работы передачи:
мм2.
Согласно ГОСТ 13552-97 принимаем двухрядную цепь с шагом t = 19,05 мм и проекцией опорной поверхности шарнира А = 211,0 мм2.
7. Базовое давление в шарнире цепи: МПа ≤ 54 МПа.
8. Допустимое напряжение в шарнире цепи для двухрядной роликовой цепи при kц =1,2, km = 0,85, kсп = 1,4:
МПа.
Для смазки передачи принимаем масло И-40А по ГОСТ 20799-88.
9. Допускаемая окружная сила передачи при средних эксплуатационных условиях:
Н.
10. Окружная сила, действующая в передаче: кН.
11. Коэффициент, учитывающий условия эксплуатации при k1 = 1,2, k2 = 1, k3 = 1, k4 = 1,
k5 = 1,5, k6 = 1,25:
.
12. Проверка цепи на износостойкость: > кН.
Цепь не удовлетворяет условию износостойкости шарниров. Принимаем двухрядную роликовую цепь с шагом t = 25,4 мм.
13. Допускаемая окружная сила передачи при средних эксплуатационных условиях:
Н,тогда > кН.
Цепь не удовлетворяет условию износостойкости шарниров. Принимаем двухрядную роликовую цепь с шагом t = 31,75 мм.
Н, тогда < кН.
Цепь 2ПР-31,75-177 удовлетворяет условию износостойкости шарниров.
14. Расчет цепи на прочность:
Прочность цепи достаточна. Таким образом, в передаче используем приводную роликовую цепь 2ПР-31,75-177 ГОСТ 13568-97.
15. Согласно ГОСТ 591-69 звездочки передачи изготавливаем из среднеуглеродистой стали 40Х до твердости > 45 HRC.
16. Делительные диаметры звездочек:
мм,
мм.
17. Диаметр окружностей выступов:
мм,
мм.
18. Диаметр окружностей впадин:
мм,
мм.
19. Ширина зубчатого венца: мм.
20. Ведущая звездочка устанавливается на тихоходном валу редуктора, диаметр посадочной поверхности:
мм,
ведомая на приводном валу:
мм.
Принимаем мм, мм.
21. Наружный диаметр ступицы dст:
мм,
мм.
Согласно ряду нормальных линейных размеров принимаем мм, мм.
22. Длину ступицы принимаем равной длине концевого участка вала: мм.
23. Оптимальное межосевое расстояние: мм.
24. Число звеньев цепи:
мм.
Принимаем число звеньев цепи .
25. Длина цепи: мм.
26. Межосевое расстояние передачи:
Для обеспечения провисания цепи принимаем мм.
27. Усилие предварительного напряжения цепи: Н.
28. Сила действующая на валы: Н.
ПЕРЕЧЕНЬ ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
ГОСТ 2.105-95. Общие требования к текстовым документам //
ГОСТ 2.001-70 и др.- М. 1983.
ГОСТ 2.120-73. Технический проект //ГОСТ 2.001-70 и др.-М. 1983.
Бондалетов В.П., Козлова С.Н, Крылов СВ., Шенкман Л.В. Технические расчеты. Ч.1. Кинематический расчет привода. Выбор материалов зубчатых колес и червячной пары. Определение допускаемых напряжений: Методическое пособие по дисциплине «Детали машин и основы конструирования». - Ковров: ГОУ ВПО «КГТА», 2004.
Бондалетов В.П. Конструирование валов силовых зубчатых механизмов: методическое пособие / В.П. Бондалетов, С.Н. Козлова, Л.В. Шенкман, Т.Б. Щепилова. - Ковров: КГТА, 2007.
Дунаев П. Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высш. шк., 2005.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. - М.: Машиностроение, 2001.
Бондалетов В.П., Козлова С.Н, Шенкман Л.В., Козлова Л.В. Порядок оформления курсового проекта. Ч.2. Чертежи: Методические указания по дисциплине «Детали машин и основы конструирования». - Ковров: КГТА, 2004.
Иванов М.Н. и Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. Учеб. пособие для машинострои. вузов. М., Высш. школа, 1975.
Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие / С.А. Чернавский, КН. Боков, ИМ. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988.
Атлас конструкций узлов и деталей машин: Учеб. пособие / Б.А. Байков, А.В. Клыпин, И.К Ганулич и др.; Под ред. О.А. Ряховского. - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2005.
ПРИЛОЖЕНИЕ 3
ПЕРЕЧЕНЬ ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
ГОСТ 2.105-95. Общие требования к текстовым документам //
ГОСТ 2.001-70 и др.- М. 1983.
ГОСТ 2.120-73. Технический проект // ГОСТ 2.001-70 и др.-М. 1983.
Бондалетов В.П., Козлова С.Н, Крылов СВ., Шенкман Л.В. Технические расчеты. Ч.1. Кинематический расчет привода. Выбор материалов зубчатых колес и червячной пары. Определение допускаемых напряжений: Методическое пособие по дисциплине «Детали машин и основы конструирования». - Ковров: ГОУ ВПО «КГТА», 2004.
Дунаев П. Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высш. шк., 2005.