240-1872 (Расчет редуктора приборного типа), страница 2
Описание файла
Документ из архива "Расчет редуктора приборного типа", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "радиофизика и электроника" из , которые можно найти в файловом архиве . Не смотря на прямую связь этого архива с , его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "рефераты, доклады и презентации", в предмете "радиоэлектроника" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "240-1872"
Текст 2 страницы из документа "240-1872"
В соответствии с таблицей №1 принимаем следующие значения для валов:
№ п/п | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 |
Условное обозначение подшипника | 1000091 | 1000092 | 1000094 | 1000093 | 1000094 |
Внутренний диаметр подшипника, d, мм | 1.0 | 2.0 | 4.01 | 3.0 | 4.0 |
Внешний диаметр подшипника, D, мм | 4.0 | 6.0 | 11.0 | 8.0 | 11.0 |
Ширина, B, мм | 1.6 | 2.3 | 4.0 | 3.0 | 4.0 |
Диаметр вала, di, мм | 1.0 | 2.0 | 4.0 | 3.0 | 4.0 |
Диаметр вала, Di, мм | 1.6 | 3.2 | 6.4 | 4.8 | 6.4 |
2.7.3. В соответствии с толщиной большего подшипника (№4) выбираем толщину пластин редуктора:
подшипник №4(1000094): B = 4.0 (мм);
Принимаем толщину пластин редуктора равной В¢ = 4.5 (мм).
3. Проверочный силовой расчёт выходной зубчатой передачи.
Сделаем проверочный силовой расчёт на выносливость выходной зубчатой передачи по изгибной усталости.
Условие прочности:
[ ] - предельно допустимое напряжение при изгибе, определяемое по формуле:
где sT- предел текучести материала (в Н/мм2);
sB - предел прочности материала (в Н/мм2);
s-1 – предел выносливости материала, определяемый по формуле:
, (3.2.3)
Sn - запас прочности;
kFC = 0.8 - коэффициент, учитывающий влияние реверсивности передачи;
m - модуль зубчатого колеса;
YF - коэффициент, учитывающий влияние формы зуба;
WFt - удельная, нагрузка по ширине зуба, определяемая по формуле:
где T – крутящий момент, действующий на зубчатое колесо;
kF - коэффициент, учитывающий влияние неравномерности распределения нагрузки;
где - коэффициент, учитывающий влияние неравномерности распределения нагрузки между зубьями;
- коэффициент, учитывающий влияние неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба;
- коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки;
bw - рабочая ширина венца зубчатой передачи;
dw=d - диаметр делительной окружности зубчатого колеса.
1). Проведём расчёт на выносливость колеса.
Материал колеса: Бр. ОЦ 4-3т
По формуле (3.2.1) определяем :
Условие прочности выполняется.
2). Проведём расчёт на выносливость шестерни.
Материал шестерни: Сталь 40ХН, обработка - улучшение
Sn = 1.1
По формуле (3.2.3) определяем:
По формуле (3.2.2) определяем:
Условие прочности выполняется.
-
Расчёт предохранительной фрикционной муфты.
Проведём расчёт числа дисков предохранительной фрикционной муфты, исходя из следующих условий:
-
Наружный диаметр трущихся поверхностей D2=8, (определён в процессе конструирования);
-
Внутренний диаметр трущихся поверхностей D1=3, (определён в процессе конструирования);
-
Материал дисков – закалённая сталь по бронзе без смазки;
-
Допустимое удельное давление на рабочих поверхностях (см.[1]): [p] = 1.2Мпа, коэффициент трения скольжения f = 0.2;
-
Момент ТV = 372;
Расчёт муфты производиться по формуле:
где Ттр – момент трения, развиваемый на парах рабочих поверхностей z;
Q – сила прижатия;
Rcp – средний радиус трения, определяемый по формуле:
z – число трущихся поверхностей;
b - коэффициент запаса сцепления,
(принимаем b = 1.25);
kD – коэффициент динамической нагрузки,
(принимаем kD = 1.2);
Исходя из формул (4.1) и (4.2), z определяется как:
где S – площадь поверхности трения, определяемая по формуле:
Из формул (4.4) и (4.5) определяем силу прижатия:
Исходя из формул (4.3) и (4.6) имеем формулу для расчёта числа трущихся поверхностей z:
Число фрикционных дисков n определяется по формуле:
-
Расчёт выходного вала на выносливость.
5.1. Расчёт действующих в зацеплении сил.
Действующие в зацеплении силы рассчитываются по следующим формулам:
где - крутящий момент, действующий на зубчатое колесо;
- окружная составляющая силы зацепления, действующей на колесо.
где - окружная составляющая силы зацепления, действующей на шестерню.
где - радиальная составляющая силы зацепления, действующей на колесо;
где - радиальная составляющая силы зацепления, действующей на шестерню.
5.2. Приближённое определение диаметра выходного вала.
Приближённо определим диаметр вала под колесом dв:
5.3. Расчёт нагрузок на опоры валов.
Расчёт нагрузок на опоры валов (см. рис.1) проводим по формулам статики.
Исходя из конструкции вала следует:
|ВD|=25(мм); |АС|=11(мм); |АВ|=17.5(мм); |АD|=7.5(мм); |СВ|=6.5(мм);
-
Расчёт горизонтальных составляющих сил реакций т.А и т.В.
Уравнение моментов для т.А:
Уравнение моментов для т.В:
Уравнение сил используем для проверки:
5.3.2. Расчёт вертикальных составляющих сил реакций т.А и т.В.
Уравнение моментов для т.В:
Уравнение моментов для т.А:
Уравнение сил используем для проверки:
5.4. Построение эпюр изгибающих и крутящего моментов и определение опасного сечения.
5.4.1. Построение эпюры изгибающего момента :
1). 0 < y1 < 7.5 (мм);
;
2). 0 < y2 < 11 (мм);
3). 0 < y3 < 6.5 (мм);
5.4.2. Построение эпюры изгибающего момента :
1). 0 < y1 < 7.5 (мм);
;
2). 0 < y2 < 11 (мм);
;
3). 0 < y3 < 6.5 (мм);
;
5.4.3. Построение эпюры крутящего момента:
1). 0 < y1 < 7.5 (мм); Т=2112 (Н×мм);
2). 0 < y2 < 11 (мм); Т=2112 (Н×мм);
Из приведённых выше вычислений и эпюр, показанных на
рис.1, следует, что опасным сечением является т.А. В таком случае, расчёт коэффициента запаса усталости вала проведём для сечения в т.А.
-
Расчёт коэффициента запаса усталости вала для опасного сечения.
Коэффициент запаса усталости n определяется по формуле:
где - коэффициент запаса для нормальных напряжений;
- коэффициент запаса для касательных напряжений.
Коэффициент запаса n должен удовлетворять следующему требования:
где - коэффициент предельного запаса усталости.
Для определения существуют следующие соотношения:
где - предел усталости для нормальных напряжений при знакопеременном цикле, определённый по формуле:
Рис.1
где - предел прочности материала;
где - амплитудное значение нормального напряжения, определяемое по формуле:
где d - диаметр вала в опасном сечении;
- изгибающие моменты в опасном сечении;
- среднее значение нормального напряжения;
- коэффициент, учитывающий чувствительность материала к асимметрии цикла нормальных напряжений, определяемый по формуле:
- комплексный коэффициент, определяемый по формуле:
где - коэффициент, характеризующий вид упрочнения;
- эффективный коэффициент концентрации напряжения;
- коэффициент влияния абсолютных размеров сечения;
- коэффициент, характеризирующий влияние шероховатости поверхности;
Для определения существуют следующие соотношения:
где - предел усталости для касательных напряжений при знакопеременном цикле, определяемой по формуле:
, (5.10*)