Модернизация программного механизма (стр. 3 из 6)
3 Расчет храпового механизма
3.1 Расчет храповика
Храповые механизмы используются для преобразования колебательного движения ведущего звена во вращательное с остановками ведомого звена. Зубчатые храповые механизмы применяются при небольших скоростях ведущего звена, т.к. включение сопровождается жесткими ударами собачки о зубья храпового колеса.
Выбираем храповое колесо с профилем нормального исполнения:
 |
Рис.4 Храповое колесо
На рис.4 g- угол впадин (g=550-600).
d - шаговый угол (это минимальный угол поворота храпового колеса за один ход собачки).
Ход толкающей пружины: xm=5 мм (Т.3),
Наружный диаметр колеса: Dн=43,2 мм [5]
Число зубьев храпового колеса: z=72
Модуль находим по формуле:
m
,(37)где М – крутящий момент на валу (М=19,26)
m=0,64.
Найдем высоту зуба h храповика:
[2](38)(из справочника конструктора точного приборостроения
)h=0,804.
Наименьший угол поворота t:
t=2p/z,(39)
t=50
Шаг храпового колеса t:
(40)t=2,51 мм.
Расчет храпового механизма
Ширина храпового колеса b:
b=mx,(41)
где x=1,5-4, b=2.4 мм.
Угол при головке толкателя принимаем
. Материал, из которого изготавливается храповое колесо и собачки принимаем Ст 20Х (HRC 45…52). Допускаемое напряжение на изгиб [s]и=80 Н/мм2. Допустимое удельное линейное давление на единичную длину контакта зуба [p]=400 Н/мм. Тогда допустимый момент на валу храпового колеса получим из неравенства: 
(42) 
Окружное усилие р:
(43)р=120 Н/мм.
3.2 Расчет храпового колеса на прочность
Расчет храпового колеса на прочность заключается в проверке на изгиб осей собачек (толкающей и стопорной) и в ограничении удельного давления на поверхности контакта собачек с осью и зубьями храпового колеса.
Расчетный шаг зубьев:
tрас=р/[р],(44)
tрас=0,3 мм
Действительный шаг зубьев:
tдейс=3,2 мм.
tрас=0,3 мм
tдейс=3,2 мм. –условие выполняется. Таким образом, после произведенного расчета на прочность можно сделать вывод, что выбранное храповое колесо работоспособно и имеет достаточный запас прочности для заданного количества часов работы.
3.3 Расчет толкающей собачки
Прогиб от поперечной силы =0, прогиб от деформации пружины на высоту зуба.
Момент на валу храповика складывается из 2 моментов:
Мв=Мдв+Мтр.хр,(45)
 |
где Мдв - крутящий момент, который необходимо сообщить храповику,
Мтр.хр – момент, который необходимо приложить к храповому колесу, чтобы преодолеть силы трения в храповом колесе.
Рис.5
Мдв= Мчерв=19,26 Н (из силового расчета)
Мтр.хр= Мдвfrхр,(46)
rхр – радиус храпового колеса, rхр=Dн/2=23,04 мм,
Мтр.хр=79,87 Н,
Мв=99,13 Н.
Сила, с которой храповое колесо действует на толкающую собачку:
Fд= Мв/rхр(47)
Fд=4,2 Н.
Примем длину толкающей собачки l=25 мм, а ширину b=1,5 мм. Толщину собачки определяем по формуле:
(48) 
- прогиб собачки, равный высоте зуба храпового колеса, =0,804 мм. 
(49)h=1,019 мм.
Проверим толкающую собачку на устойчивость, используя формулу Эйлера:
(50) 
(51)В нашем случае зацепление
=2, тогда
Т.к. условие Fд=4,3Н <FПР =1827,512Н выполняется, то собачка устойчива.
Расчет жесткости толкающей собачки:
(52)k=133,319 Н/мм.
3.4 Расчет стопорной собачки
Производится как расчет плоских пружин [5, c.150].
Для предварительного реверса механизма во избежание обратного поворота храпового колеса, применяют стопорную собачку.
Пусть материал собачки Ст 20Х (HRC 42…52)
Рассчитаем толщину собачки:
,(53)здесь
- прогиб, в нашем случае равен высоте зуба храпового колеса, =0,804 мм.l – длина стопорной собачки, l=25 мм.
h=1,073 мм.
Момент трения, создаваемый собачкой на валу
M=Pfrхр,(54)
F=0,18- коэффициент трения
М из расчета червяка, М=Мн=1,028 Н.
Р – окружное усилие
(55)Р=0,26 Н.
Ширину собачки определим по формуле:
(56)b=0,048 мм.
Расчет жесткости стопорной собачки:
(57)k=4,981 Н/мм.
4 Расчет червячного механизма
Применение червячной передачи в данном механизме обусловлено следующими достоинствами первой:
Возможность получения больших передаточных отношений в одной паре.
Плавность зацепления и бесшумность работы.
Высокая точность передачи.
4.1 Кинематический расчет червячной передачи
Расчет передаточного числа червячной передачи.
Отрабатываемое шаговым двигателем время:
t=6500/20=225 c.
Высокая точность передачи.
Скорость входного звена храпового механизма:ω1=20τ,
τ –наименьший угол поворота
t=2p/z, z – число зубьев храповика, z=72.
t=50
w1=100 град/с.
Передаточное отношение: j=w2/w1=0,01107.
Передаточное число i=1/j=89,93=90.
4.2 Расчет модуля червячной передачи
Скорость скольжения определяется по формуле:
(58)где n1– частота вращения червяка [об/мин].
Т1 – вращающий момент на колесе [Нмм].
n1=w1=100 град/с=0,36 об/с.
Будем считать, что вращающий момент на валу колеса не превышает 150 Нмм 
Материал для червяка выбираем Ст 45с закалкой не менее 45 и последующим шлифованием, т.к.
, то материал колеса С4-21-40.Т.к. червяк рассчитан на длительную работу, то запускаемое контактное напряжение (зубьев червяка и червячного колеса) [sн]=100 МПа.
Определяем межосевое расстояние из условий контактной выносливости:
[1, c.203](59)где q- коэффициент диаметра червяка, который выбираем в зависимости от числового значения Т2.
И т.к. Т2<300 Н/м, то q=16.
k – коэффициент нагрузки, k= kDkk.
kD – коэффициент динамической нагрузки
kk - коэффициент концентрации нагрузки.
Т.к. vs<3 м/с, то k= kD =kk=1.
Модуль подсчитаем по формуле:
(60)m=0,27.
Принимаем по ГОСТ 19672-74 m=0,3.
В связи с выбранным окончательно значением межосевого расстояния аv:
(61)аv=15,9 мм.
4.3 Расчет червячной передачи
Червячные передачи применяют в приборах и машинах различного назначения при перекрещивающихся осях ведущего и ведомого колеса валиков, когда требуется осуществить передаточное отношение i12=7-10, редко до 360 и более.
В основном сечении витки червяка имеют форму зубчатой рейки со стандартным модулем , которая находится в зацеплении с зубчатым колесом. Для нормальной работы передачи необходимо, чтобы осевой шаг червяка и окружной шаг колеса были равны: p=pm. В червячной передаче ведущим звеном обычно является червяк число заходов которого принимают z1=1-4. Число зубьев колеса следует принимать z2>26, т.к. при z2<26, происходит подрезание ножки зуба колеса головкой зуба инструмента.