Разработать механизм.

Содержание
Введение
1. Исходные данные
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
2.1. Выбор двигателя.
2.2. Определение передаточного отношения редуктора
2.3. Определение вращающих моментов на валах редуктора
3. Расчёт зубчатых передач
3.1. Расчет конической ступени редуктора.
3.1.2 Выбор материалов колеса и шестерни.
3.2. Расчет цилиндрических ступеней редуктора.
3.2.1 Выбор материала зубчатых колёс
3.2.2. Расчет второй ступени редуктора
3.2.3. Расчет третьей ступени редуктора
3.2.4. Расчет четвертой ступени редуктора
4. Расчёт валов редуктора
4.1. Расчёт первого вала.
4.2. Расчёт второго вала.
4.3. Расчёт третьего вала.
4.4. Расчёт четвертого вала.
4.5. Расчёт пятого вала.
5. Расчёт шпоночных соединений
6. Выбор смазки
Литература

Разработать механизм.

Число зубьев на ведомом и ведущем валах: Z1 = 17; Z2 = 58
Крутящий момент на ведомом валу М = 1714,7 Нм.
Принимаем ψ = 0,25.
Расчёт зубьев на контактную прочность
Минимальное межосевое расстояние:
где i – передаточное отношение;
М – крутящий момент на ведомом валу;
ЕП – приведённый модуль упругости материала, ЕП = 2,1∙105 МПа;
КК – коэффициент концентрации нагрузки, принимаем КК = 1,2;
КД – коэффициент концентрации нагрузки, принимаем КД = 1,2;
[σ]K – допустимое контактное напряжение, [σ]K = 460 МПа;
α – угол зацепления, .
ψ– коэффициент, задающий отношение , ψ = 0,25.
Минимальный модуль зацепления:
Минимальная длина зуба:
Расчёт зубьев на изгиб
Минимальный модуль зацепления:
где y – коэффициент формы зуба, y=0,354 (выбирается для шестерни с меньшим количеством зубьев, то есть, для ведущей шестерни);
– допустимое напряжение изгиба, .
Коэффициент ψm принимаем равным 8, как для редуктора большой мощности.
В соответствии с выбираем модуль зацепления m=9 мм.
Расчёт элементов передачи
Шаг нормальный .
Высота делительной головки зуба .
Высота делительной ножки зуба .
Высота зуба .
Длина зуба b=78 мм.
Диаметр окружности выступов:
ведущего колеса ;
ведомого колеса .
Диаметр окружности впадин:
ведущего колеса ;
ведомого колеса .
Диаметр делительной окружности:
ведущего колеса ;
ведомого колеса .
Межосевое расстояние .
3.2.3. Расчет третьей ступени редуктора
Передаточное отношение i = 3,41.
Число зубьев на ведомом и ведущем валах: Z1 = 17; Z2 = 58
Крутящий момент на ведомом валу М = 5496,2 Нм.
Принимаем ψ = 0,3.
Расчёт зубьев на контактную прочность
Минимальное межосевое расстояние:
Минимальный модуль зацепления:
Минимальная длина зуба:
Расчёт зубьев на изгиб
Минимальный модуль зацепления:
В соответствии с выбираем модуль зацепления m=12 мм.
Расчёт элементов передачи
Шаг нормальный .
Высота делительной головки зуба .
Высота делительной ножки зуба .
Высота зуба .
Длина зуба b=127 мм.
Диаметр окружности выступов:
ведущего колеса ;
ведомого колеса .
Диаметр окружности впадин:
ведущего колеса ;
ведомого колеса .
Диаметр делительной окружности:
ведущего колеса ;
ведомого колеса .
Межосевое расстояние .
3.2.4. Расчет четвертой ступени редуктора
Передаточное отношение i = 3,41.
Число зубьев на ведомом и ведущем валах: Z1 = 17; Z2 = 58
Крутящий момент на ведомом валу М = 17617,7 Нм.
Принимаем ψ = 0,4.
Расчёт зубьев на контактную прочность
Минимальное межосевое расстояние:
Минимальный модуль зацепления:
Минимальная длина зуба:
Расчёт зубьев на изгиб
Минимальный модуль зацепления:
В соответствии с выбираем модуль зацепления m=16 мм.
Расчёт элементов передачи
Шаг нормальный .
Высота делительной головки зуба .
Высота делительной ножки зуба .
Высота зуба .
Длина зуба b=228 мм.
Диаметр окружности выступов:
ведущего колеса ;
ведомого колеса .
Диаметр окружности впадин:
ведущего колеса ;
ведомого колеса .
Диаметр делительной окружности:
ведущего колеса ;
ведомого колеса .
Межосевое расстояние .
4. Расчёт валов редуктора
4.1. Расчёт первого вала.
Диаметр выходного конца вала находим по формуле
где [τ] - допускаемое напряжение на кручение; [τ] = 30 МПа;
Принимаем d1=30 мм
Диаметр вала в месте посадки подшипников
dп1 = d1 + 5…10 = 30+10 = 40 мм,
Диаметр вала под шестерней
dш1 = dп1 =40 мм,
Для опор вала примем подшипник роликовый конический №7208А.
Материал вала сталь 45; σВ=560 МПа
Рисунок 1. Схема нагружения вала.
окружная сила
радиальная ;
осевая
Сила действия муфты
где dм - диаметр расположения элементов муфты с помощью которых передается крутящий момент; примем dм = 3dв = 3·0,03 = 0,09 мм
Н
Определим реакции в опорах
-YB·100 + Ft·60 + FМ·85 = 0
YA +YB +Ft – Fм = 0
YA =- Ft - YB+ Fм = -2984,3-2605,5+958,7= -4631,7 H
XB·100 - Fr·60+ Fа·96,4 = 0
XA +XB +Fr = 0
XA = - XB – Fr = -378,4-1053,8= -1432,2 H
ZA – Fa = 0
ZA = Fa=263,4 Н
Полученные реакции в опорах
YА = -4631,7 H; YВ = 2605,5 Н; XА = -1432,2 H; XВ = 378,4 Н; ZА = 263,4 H
Строим эпюры изгибающих моментов Мx и Мy в плоскостях zoy и zox и эпюру крутящих моментов Т (рисунок 2)
Из построенных эпюр видно, что наиболее опасным является сечение А
Концентрация напряжений вызывается канавкой для выхода шлифовального круга; так канавка находится возле подшипника, то суммарный и крутящий моменты возьмем в середине опоры. Моменты по осям и крутящий моменты имеют следующие значения: МХ = 179 Нм; МY = 37,8 Нм; Т=143,8 Нм.
Суммарный момент равен:
Эквивалентный момент равен
Диаметр вала в рассчитываемом сечении
,
где [σИ] - допускаемое напряжение при изгибе; [σИ] =50 МПа ([2], стр. 54),
Рисунок 2 Эпюры моментов.
Так как полученный диаметр меньше диаметра под подшипником, полученным в предварительном расчете, следовательно, вал выдержит нагрузку. Значит, оставляем в рассматриваемом сечении диаметр вала, полученный при предварительном расчете d = 40 мм
4.2. Расчёт второго вала.
Диаметр вала под зубчатыми колесами находим по формуле
где [τ] - допускаемое напряжение на кручение; [τ] = 30 МПа;
Принимаем d2=45 мм