Поможем в ✍️ написании учебной работы

Имя

Поможем с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой

Выберите тип работыЧасть дипломаДипломная работаКурсовая работаКонтрольная работаРешение задачРефератНаучно - исследовательская работаОтчет по практикеОтветы на билетыТест/экзамен onlineМонографияЭссеДокладКомпьютерный набор текстаКомпьютерный чертежРецензияПереводРепетиторБизнес-планКонспектыПроверка качестваЭкзамен на сайтеАспирантский рефератМагистерская работаНаучная статьяНаучный трудТехническая редакция текстаЧертеж от рукиДиаграммы, таблицыПрезентация к защитеТезисный планРечь к дипломуДоработка заказа клиентаОтзыв на дипломПубликация статьи в ВАКПубликация статьи в ScopusДипломная работа MBAПовышение оригинальностиКопирайтингДругое

Нажимая кнопку "Продолжить", я принимаю политику конфиденциальности

u_ф= Z₂ / Z₁

u_ф= 85 / 17

,

 

Примечание. Смотри пункт 5.1.9

Определение геометрических параметров шестерни и колеса конической передачи. Делительные диаметры шестерни d ₁ и колеса d ₂

d₁ = m · Z₁

d₁ = 1· 17

d₁ = 17

d₂ = m · Z₂

d₂ = 1 · 85

d₂ = 85

 

Определить внешние диаметры окружностей выступов шестерни d_{ae 1} ,колеса d_{ae 2}

d_ae1 = d_e1 + 2m_e · coss₁

d_ae1 = 17+2*1*89, 01°

d_ae1 = 17,02

d_ae2 = d_e2 + 2m_e · coss₂

d_ae2 = 85 + 2*1*0, 99°

d_ae2 = 87

 

Определить средний нормальный модуль m_n

m_n = m_e (1 ─ 0,5b/R_e)

m_n = 1*(1-0,5*0,127/0,4488)

m_n = 0,859

 

Определить средние диаметры шестерни dm ₁ и колеса dm ₂

dm₁ = m_n · Z₁dm₂ = m_n · Z₂

dm₁ = 0,859*17 dm₂ = 0,859*85

dm₁ = 14,6 dm₂ = 73

 

Определение сил, действующих в зацеплении

В коническом зубчатом зацеплении действуют следующие силы:

─ окружная на шестерни F_t1 и колеса F_t2;

─ радиальная на шестерни F_r1 и колеса F_r2;

─ осевая на шестерни F_а1 и колеса F_а1;

 

F_t1 = F_t2 = 2T₁/(d_m1·10³)

F_t1 = F_t2 = 2*2,85/(14,6 ·10³)

F_t1 = F_t2 =0,000039

F_r1 = F_a2 = F_t1 · tga · coss₁

F_r1 = F_a2 = 0,000039* tg106,5* cos89,01

F_r1 = F_a2 =-0,000002274

F_a1 = F_r2 = F_t1 · tga · sins₁

F_a1 = F_r2 =-0,000039* tg106,5* sin89,01

F_a1 = F_r2 =-0,00013

 

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба, σ _{F 2}

 

где,  ─ коэффициент концентрации нагрузки, определяется по таблице 5.12.

 

Таблица 5.12. Значения коэффициента концентрации нагрузки

Располож. колес относит. опор.	Твердость зубьев	Yb
		0,2	0,4	0,6	0,8	1,2
Консольное   Симметричное   Несимметричное	НВ = 350 НВ > 350 HB = 350 HB > 350 HB = 350 HB > 350	1,16 3,33 1,01 1,02 1,05 1,09	1,37 1,7 1,03 1,04 1,1 1,18	1,64 ─ 1,05 1,08 1,17 1,3	─ ─ 1,07 1,14 1,25 1,43	─ ─ 1,14 1,3 1.42 1,73

 

K_FV ─ коэффициент динамической нагрузки, для прямозубой передачи при НВ ≤ 350

 

K_FV = 1,4

 

Y_F2 ─ коэффициент формы зуба, определяется для конической передачи по эквивалентному числу зубьев Z_V по таблице 5.13.

Определение допускаемого напряжения изгиба,[ s _F ]

[s_F] = (d’’_lima / [S _F’]) · K_FC · K_FL ,

[s_F] = (572,5 / 1,65) · 1 · 1 ,

[s_F] = 346,9

 

где, d’’F_lima ─ предел выносливости зубьев на изгиб, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений; при R ─ коэффициент симметрии цикла напряжений, R=0.

Термообработка для нормализации, улучшения s_{F limв} определяется по формуле:

 

s_{F limв} = 1,35HB + 100

s_{F limв} = 1,35*350 + 100

s_{F limв} = 572,5

 

[S’F] ─ коэффициент безопасности, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи, принимаем:

[S’F] = 1,65

K_FC ─ коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. При нереверсивной передаче принимаем:

K_FC = 1.

K_FL ─ коэффициент долговечности определяется по формуле:

При твердости НВ ≤ 350

 

 

При твердости НВ > 350

,

 

Принимаем N_FO = 4 · 10⁶

 

N_FE = N_HE, в случае N_FE > N_FO, то K_HL = 1.

 

Расчет валов

 

Для обеспечения вращательного движения подвижные системы приборов располагаются на деталях, которые в зависимости от вида нагружения называются валами или осями. Валом называется деталь, которая служит для передачи вращательного момента и одновременно является базой подвижной вращающейся системы.

Оси и валы для оптимизации габаритных размеров, массы и прочности выполняются ступенчатой формы.

Участки осей и валов, соприкасающиеся с опорами, называют цапфами.

Для фиксации деталей на валах в осевом направлении служат буртики, высота заплечиков, h которых ориентировочно должна быть принята следующих размеров при диаметре вала:

до 20ммh = 0,5 … 3мм

20 … 40ммh = 2,5 … 5мм

40 … 60ммh = 4,5 … 8мм

Рисунок 6.1. Основные конструктивные элементы валов

 

Концы валов следует заканчивать фасками. Места перехода от меньшего диаметра вала к большему называется галтелью. Галтели могут быть как постоянного, так и переменного радиусов. Радиус галтели, для несопряженных поверхностей, следует принимать по следующей рекомендации:

При разности диаметров:

 

(D ─ d)>2,…,4 мм R»1,…,2 мм.

(D ─ d)>4,…,6 мм R»2,…,3 мм.

 

При неподвижном соединении вала и насаженной на него детали (например, колесо, шкив, червяк и т. д.) вал имеет галтель, радиус которой R, а насаженная деталь ─ фаску размером С. Причем, катет фаски должен быть больше радиуса галтели С > R, что обеспечивает плотное прилегание ступицы к буртику вала.

Рекомендации по выбору радиуса галтели и фаски:

При d = 10…15мм; R = 1мм С = 1,5мм

d = 15…40мм; R = 1,5мм С = 2мм

d = 40…80мм; R = 2мм С = 3мм

Для плотного прилегания торца подшипника качения фланцу вала делают проточки, размеры которой нормализуются в зависимости от применяемого инструмента, см. раздел 8.4.

Радиус закругления внутреннего кольца подшипника «r» должен быть также больше радиуса галтели вала R₁ в местах посадки подшипников.

Валы изготавливают из углеродистых и легированных сталей. Обычно применяют сталь 35, 40, 45, 40Х с термообработкой ─ нормализация или улучшение. Для неответственных валов Ст5, Ст3. Расчет валов производят по следующим этапам:

 

Проектный расчет валов

 

На ранней стадии проектирования при отсутствии данных об изгибающих моментах. Весьма приближенно диаметр выходного конца вала может быть найден по величине крутящего момента и по заниженным значениям допускаемого напряжения кручения [t] » 20…35Мпа по формуле:

 

, (6.1)

 

Где К ─ коэффициент, учитывающий послабление вала шпоночным пазом. К = 1,1.

- крутящий момент на i – том валу.

Полученное значение округляется до целого числа. Каждая последующая ступень определяется увеличиванием предыдущей на величину от 2 до 5мм -  d_i = d_{i – 1} + (2…5), (6.2)

Диаметр вала под подшипники округлить до стандартного значения диаметра внутреннего кольца подшипника.

Рисунок 6.2. Пример оформления эскиза вала.

 

Проектный расчёт валов проводить в следующей последовательности:

 

Разработка эскиза вала

Эскиз вала разработать в соответствии с базовой конструкцией редуктора.

Диаметральные размеры определять по формулам (6.1), (6.2).

 

Расчёт ступеней вала d₁, d ₂ , d ₃ по формуле (6.2).

 

I. Предварительный проектный расчет и конструирование. В результате выполнения этого этапа определяют наименьший диаметр вала и разрабатывают его конструкцию. При конструировании учитывают для обеспечения сборки возможность свободного продвижения деталей вдоль вала до места их посадки, а также осевую фиксацию этих деталей на валу.

II. Проверочный расчёт вала. Этот этап проводится после эскизного проектирования всего узла, определения точек приложения нагрузки и реакции опор, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов, определения опасного сечения вала .

III. Уточнённый проверочный расчет. Этот этап проводится после окончательной разработки конструкции и служит для определения коэффициента запаса прочности для опасного сечения вала или для нескольких предположительно опасных сечений.

 

Проверочный расчет валов

Примеры нагружения для различных схем редукторов.

 

 

 

Рисунок 6.5. Схема нагружения коническо-цилиндрического редуктора с прямозубыми колёсами.

 

F_r ─ радиальные силы.

F_t ─ окружные силы.

F_а ─ осевая сила.

 

Рисунок 6.6.Пример схемы нагружения и эпюры изгибающих и крутящих моментов входного вала коническо-цилендрического редуктора