Материал: Привод механизма арретирования от электродвигателя

Будем считать, что число зубьев шестерён одинаково. Тогда передаточное отношение каждой зубчатой пары:

2.4 Силовой расчет кулачка

При скольжении коромысла по кулачку возникает приведенная сила трения, она определяется по формуле:

;(2.3.1)

Где  - приведенный коэффициент трения.(2.3.2)

В качестве материала для кулачка выберем сталь 40ХС. Для которой .

Рисунок 6. -Профиль кулачка.

Рассчитаем приведенную силу трения:

,

Где р - наибольшая сила давления коромысла на кулачок (по заданию).

 - отсюда находим :

.

Найдем полную силу давления на кулачок. Она определяется как равнодействующая от  и :

 Н.(2.3.3)

- наибольший угол давления, возникающий в кулачковом механизме. Он не должен превышать  .

,(2.3.4)

- максимальная скорость коромысла;

 - угловая скорость кулачка (=1 об/мин)

l - длина коромысла;

L - расстояние между центром вращения коромысла и кулачка.

, (2.3.5)

(2.3.6)

2.5 Расчет коромысла

Коромысло представляет собой балку одним концом закрепленную на валу, а другим упирающуюся на кулачек. В качестве материала для коромысла возьмем углеродистую сталь по ГОСТ 1050 - 75.

К коромыслу приложена нагрузка:

Н;(2.4.1)

Из конструкционных соображений выберем следующие размеры коромысла:

длина коромысла - 80 мм;

толщина - 13 мм;

ширина - 11 мм;

2.6 Расчет на прочность

Найдем силы реакции опор.

,(2.5.1)

(2.5.2)

 (Н)(2.5.3)

(2.5.4)

(Н)(2.5.5)

Определим опасное сечение балки:

Разобьем балку на два участка: 1 участок - х : [0;74]

2 участок - x : [74;80].

Для 1 участка:

 (2.5.6)

Для 2 участка:

; (2.5.7)

М(0)=0;

;

По расчетам, полученным выше построим эпюру моментов:

Рисунок 7. -Эпюра моментов.

Как видно из эпюры наиболее опасным является участок, где приложена сила . По условию прочности выполняется условие

,(2.5.8)

Где  - напряжение в сечении балки на изгиб,

 - момент сопротивления сечения на изгиб,

- предельно допустимое напряжение на изгиб.

Для углеродистой стали 40 =569 (МПа);

 (МПа),

Определим момент сопротивления сечения на изгиб:

 (мм²)(2.5.9)

(МПа)<

Условие прочности выполняется.

2.7 Расчет пружины

Известно[5], что сила пружины при рабочей деформации 11,9Н.

Рабочая деформация пружины - F₂ = P₂/z =14 мм;

Предварительная деформация пружины - F₁ = P₁/z =8 мм;

Найдем силу пружины при максимальной деформации:

 (H) (2.6.1)

Где  - относительный инерционный зазор пружины (=0,05)

Определим жесткость пружины

(2.6.2)

Сила пружины при предварительной деформации

₁= (кгс);(2.6.3)

Индекс пружины:

с = d₀/d=3.5/0.6=6;(2.6.4)

Выберем пружину по ГОСТ 13766-86. Диаметр проволоки d = 0,6 мм; наружный диаметр пружины D = 5,2 мм; жесткость одного витка z₁ = 13,05 Н/мм; наибольший прогиб одного витка f = 0,905 мм.

Число рабочих витков n = z₁ /z = 13.05/0.85 = 15.3.

В качестве материала выберем сталь 50. Для нее модуль сдвига (МПа), модуль упругости Юнга  (МПа).

Тогда касательное напряжение будет равно:

(2.6.5)

;(2.6.6)

Высота пружины в свободном состоянии:

 мм.(2.6.7)

Высота пружины при предварительной деформации:

Н₁ = Н₀+F₁=9.6+8=17.6 мм.(2.6.8)

Высота пружины при рабочей деформации:

Н₂= Н₀+F₂=9,6+14=23,6 мм.(2.6.9)

Высота пружины при максимальной деформации:

Н₃= Н₀+F₃=9,6+15,55=25,15 мм (2.6.10)

Шаг пружины:

t = d = 0.6 мм

Длина пружины:

Где  - полное число витков.

Высота пружины с зацеплением:

Н₀¹ = Н₀+2(D-2d) = 9.6+2(5.2-1.2) = 17,6 мм. (2.6.12)

2.8 Расчет червячной передачи

Цилиндрическую червячную передачу образуют червяк и червячное колесо, делительные и начальные поверхности которых являются цилиндрами. Различают два вида рабочих поверхностей витков цилиндрического червяка:

линейчатые (образуемые винтовым движением прямой линии),

нелинейчатые (образуемые винтовым движением любой заданной кривой).

Благодаря технологичности наибольшее распространение получили цилиндрические червяки с линейчатой винтовой поверхностью.

Рисунок 8. -Профиль витков червяка в поперечном сечении.

В зависимости от профиля витков в плоскости А-А, перпендикулярной к оси червяка, цилиндрические линейчатые червяки подразделяют на:

эвольвентные,

архимедовы,

конволюшные.

2.9 Расчет червяка

Из кинематического расчета следует передаточное отношение между червячным колесом и самим червяком . Выберем m=0,5, q=20, .

Делительный диаметр колеса:(мм).

Делительный угол подъема винтовой линии витка определяется следующим соотношением:

(2.8.1)

Следовательно, =6⁰.

Число заходов равно 2.Расчетный шаг равен .

Высоту делительной головки червяка определим по формуле

 (2.8.2)

Высота делительной ножки червяка определяется:

, где с*=0,25. (2.8.3)

мм.

Определим диаметр витков червяка по формуле:

, (2.8.4)

Определим диаметр впадин червяка:

, (2.8.5)

.

Находим делительное межосевое расстояние:

; (2.8.6)

Определим ход витка червяка по следующей формуле:

 (2.8.7)

2.10 Расчет червячного колеса

Пусть m=0.5, q=20, z=60. Рассчитаем делительный диаметр червячного колеса с помощью следующей формулы .

Расчетный шаг колеса:

 (2.9.1)

Высота делительной головки зуба колеса равна:

. (2.9.2)

h=0.5 мм.

Высота делительной ножки зуба: , (2.13.3)

Диаметр вершин зубьев:

; (2.9.4)

Соответственно диаметр впадин колеса будет равен:

. (2.9.5)

Ширина венца червячного колеса равна:

, выберем в_ч=10 мм.  (2.9.6)

Наибольший диаметр червячного колеса равен:

 (2.9.7)

Делительное межосевое расстояние:

 (2.9.8.)

2.11 Силовой расчет червячной передачи

Рисунок 9. -Схема зацепления.

Для изготовления червяка используется сталь 45. А для изготовления червячного колеса бронза БРОФ 10-1.

На рисунке:

Р₁₂,Р₂₁ - окружные силы.

Q₁₂,Q₂₁ - радиальные силы.

Т₁₂,Т₂₁ - осевые силы.

Коэффициент . Окружная сила Р₁₂ равна осевой силе на червяке Т_21.

;(2.10.1)

Рассмотрим действие радиальных сил:

Q₁₂,Q₂₁ равны и направлены в противоположные стороны.

₁₂=Q₂₁ .(2.10.2)

Осевая сила на колесе Т₁₂ равна окружной силе на червяке Р_21, но противоположно направлена:

Т₁₂₌ .(2.10.3)

Нормальная сила:

(2.10.4)

Расчет на прочность:

Определим расчетную удельную нагрузку по следующей формуле:

 (2.10.6)

Где - коэффициент концентрации нагрузки.

 - коэффициент динамичности нагрузки.

Примем =1, =1,1.

Тогда: =1,1 (Н)

Расчет зубьев на контактную прочность:

;(2.10.7)

Е=, =160МПа.

;

Условие прочности выполняется.

Рассчитаем зубья на изгиб:

,(2.10.8)

Где g - коэффициент формы зуба. G=0.475, =62МПа (для БРОФ 10-1).

Условие прочности выполняется.

Определим КПД червячной передачи с помощью формулы:

(2.10.9)

2.12 Расчет контактной пары

В качестве материала выберем бронзу БРОФ 6,5-0,15. С допустимым значением напряжения изгиба

Из конструктивных соображений выберем

длина контактной пары,60 мм.

ширина пружины, в = 8мм

деформация (прогиб), f =2 мм.

Замыкание контактных пар происходит за счет вращения кулачка.

Угол

,(2.11.1)

 - скорость вращения кулачка.

=1,38(мм)(2.11.2)

Рассчитаем допускаемую нагрузку, с помощью следующей формулы.

(2.11.3)

2.13 Расчет наиболее нагруженного вала и выбор подшипников