Курсач (1060447), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

z_v=1- коэффициент, учитывающий окружную скорость колеса

K_НL – коэффициент долговечности.

N_HO=10·10⁶ – базовое число циклов перемены напряжений.

N_H уже рассчитано (см. выше).

Показатель прочность для стальных колес

Колесо 12

МПа

Колесо 10

МПа

Колесо 8

МПа

Колесо 6

,пусть

МПа

Колесо 4

,пусть

МПа

Колесо 2

,пусть

МПа

Шестерня 11

МПа

Шестерня 9

МПа

Шестерня 7

, пусть

МПа

Шестерня 5

, пусть

МПа

Шестерня 3

, пусть

МПа

Шестерня 1

, пусть

МПа

Геометрический расчет.

А) Z₁ – Z₂

Делительные диаметры

d₁=Z₁·m₁₁₁₂=22·0.4=8,8 мм

d₂=Z₂·m₁₁₁₂=53·0.4=21,2 мм

Диаметры вершин

d_a1= d₁+2·m₁₁₁₂=8,8+2·0.4=9,6 мм

d_a2= d₂+2·m₁₁₁₂=21,2+2·0.4=22 мм

Диаметры впадин

d_f1= d₁-2·m₁₁₁₂·(1+C^*)=8,8-2·0.4·(1+0.5)=7,6 мм

d_f2= d₂-2·m₁₁₁₂·(1+C^*)=21,2 - 2·0.4·(1+0.5)=20 мм

Ширина колеса

b₂=Ψ_m·m₁₁₁₂=8·0.4=3,2 мм

Ширина шестерни

b₁= b₂+ m₁₁₁₂·(1…2)=3,2+0.4·(1…2)=3,2…4 мм

Делительное межосевое расстояние

A₁₂= 0.5·m₁₁₁₂·( Z₁+ Z₂)=0.5·0.4·(22+53)=15 мм

Б) Z₃ – Z₄

Делительные диаметры

d₃=Z₃·m₁₁₁₂=22·0.4=8,8 мм

d₄=Z₄·m₁₁₁₂=90·0.4=36 мм

Диаметры вершин

d_a3= d₃+2·m₁₁₁₂=8,8+2·0.4=9,6 мм

d_a4= d₄+2·m₁₁₁₂=36+2·0.4=36,8 мм

Диаметры впадин

d_f3= d₃-2·m₁₁₁₂·(1+C^*)=8,8-2·0.4·(1+0.5)=7.6 мм

d_f4= d₄-2·m₁₁₁₂·(1+C^*)=36-2·0.4·(1+0.5)=34,8 мм

Ширина колеса

b₄=Ψ_m·m₁₁₁₂=8·0.4=3.2 мм

Ширина шестерни

b₃= b₄+ m₁₁₁₂·(1…2)=3.2+0.4·(1…2)=3,6…4 мм

Делительное межосевое расстояние

A₃₄= 0.5·m₁₁₁₂·( Z₃+ Z₄)=0.5·0.4·(22+90)=22,8 мм

B) Z₅ – Z₆

Делительные диаметры

d₅=Z₅·m₁₁₁₂=22·0.4=8,8 мм

d₆=Z₆·m₁₁₁₂=112·0.4=44,8 мм

Диаметры вершин

d_a5= d₅+2·m₁₁₁₂=8,8+2·0.4=9,6 мм

d_a6= d₆+2·m₁₁₁₂=44,8+2·0.4=45,6 мм

Диаметры впадин

d_f5= d₅-2·m₁₁₁₂·(1+C^*)=8,8-2·0.4·(1+0.5)=7,6 мм

d_f6= d₆-2·m₁₁₁₂·(1+C^*)=44,8-2·0.4·(1+0.5)=43,6 мм

Ширина колеса

b₆=Ψ_m·m₁₁₁₂=8·0.4=3,2 мм

Ширина шестерни

b₅= b₆+ m₁₁₁₂·(1…2)=3,2+0.4·(1…2)=3,6…4 мм

Делительное межосевое расстояние

A₅₆= 0.5·m₁₁₁₂·( Z₅+ Z₆)=0.5·0.4·(22+112)=26,8 мм

Г) Z₇ – Z₈

Делительные диаметры

d₇=Z₇·m₁₁₁₂=22·0.4=8,8 мм

d₈=Z₈·m₁₁₁₂=150·0.4=60 мм

Диаметры вершин

d_a7= d₇+2·m₁₁₁₂=8,8+2·0.4=9,6 мм

d_a8= d₈+2·m₁₁₁₂=60+2·0.4=60.8 мм

Диаметры впадин

d_f7= d₇-2·m₁₁₁₂·(1+C^*)=8,8-2·0.4·(1+0.5)=7,6 мм

d_f8= d₈-2·m₁₁₁₂·(1+C^*)=60-2·0.4·(1+0.5)=58.8 мм

Ширина колеса

b₈=Ψ_m·m₁₁₁₂=8·0.4=3,2 мм

Ширина шестерни

b₇= b₈+ m₁₁₁₂·(1…2)=3,2+0.4·(1…2)=3,6…4 мм

Делительное межосевое расстояние

A₇₈= 0.5·m₁₁₁₂·( Z₇+ Z₈)=0.5·0.4·(22+150)=34.4 мм

Д) Z₉ – Z₁₀

Делительные диаметры

d₉=Z₉·m₁₁₁₂=22·0.4=8,8 мм

d₁₀=Z₁₀·m₁₁₁₂=150·0.4=60 мм

Диаметры вершин

d_a9= d₉+2·m₁₁₁₂=8,8+2·0.4=9,6 мм

d_a10= d₁₀+2·m₁₁₁₂=60+2·0.4=60.8 мм

Диаметры впадин

d_f9= d₉-2·m₁₁₁₂·(1+C^*)=8,8-2·0.4·(1+0.5)=7,6 мм

d_f10= d₁₀-2·m₁₁₁₂·(1+C^*)=60-2·0.4·(1+0.5)=58.8 мм

Ширина колеса

b₁₀=Ψ_m·m₁₁₁₂=8·0.4=3,2 мм

Ширина шестерни

b₉= b₁₀+ m₁₁₁₂·(1…2)=3,2+0.4·(1…2)=3,6…4 мм

Делительное межосевое расстояние

A₉₁₀= 0.5·m₁₁₁₂·( Z₉+ Z₁₀)=0.5·0.4·(22+150)=34.4 мм

Е) Z₁₁ – Z₁₂

Делительные диаметры

d₁₁=Z₁₁·m₁₁₁₂=22·0.4=8,8 мм

d₁₂=Z₁₂·m₁₁₁₂=170·0.4=68 мм

Диаметры вершин

d_a11= d₁₁+2·m₁₁₁₂=8,8+2·0.4=9,6 мм

d_a12= d₁₂+2·m₁₁₁₂=68+2·0.4=68.8 мм

Диаметры впадин

d_f11= d₁₁-2·m₁₁₁₂·(1+C^*)=8,8-2·0.4·(1+0.5)=7,6 мм

d_f12= d₁₂-2·m₁₁₁₂·(1+C^*)=68-2·0.4·(1+0.5)=66.8 мм

Ширина колеса

b₁₂=Ψ_m·m₁₁₁₂=8·0.4=3,2 мм

Ширина шестерни

B₁₁= b₁₂+ m₁₁₁₂·(1…2)=3,2+0.4·(1…2)=3,6…4 мм

Делительное межосевое расстояние

A₁₁₁₂= 0.5·m₁₁₁₂·( Z₁₁+ Z₁₂)=0.5·0.4·(22+170)=38.4 мм

Проверка правильности выбора двигателя.

Условия правильного выбора двигателя определяется соотношением:

, где - уточненный статический момент, приведенный к валу двигателя.

А) Z₁₁ – Z₁₂

– уточненное значение КПД цилиндрической передачи

f=0.06 – коэффициент трения

ε_ν=1.5 – коэффициент перекрытия

с – коэффициент нагрузки для цилиндрической передачи

F – окружная сила

Н

– КПД подшипников

H·мм

Б) Z₉ – Z₁₀

– уточненное значение КПД цилиндрической передачи

f=0.06 – коэффициент трения

ε_ν=1.5 – коэффициент перекрытия

с – коэффициент нагрузки для цилиндрической передачи

F – окружная сила

Н

– КПД подшипников

H·мм

В) Z₇ – Z₈

– уточненное значение КПД цилиндрической передачи

f=0.06 – коэффициент трения

ε_ν=1.5 – коэффициент перекрытия

с – коэффициент нагрузки для цилиндрической передачи

F – окружная сила

Н

– КПД подшипников

H·мм

Г) Z₅ – Z₆

– уточненное значение КПД цилиндрической передачи

f=0.06 – коэффициент трения

ε_ν=1.5 – коэффициент перекрытия

с – коэффициент нагрузки для цилиндрической передачи

F – окружная сила

Н

– КПД подшипников

H·мм

Д) Z₃ – Z₄

– уточненное значение КПД цилиндрической передачи

f=0.06 – коэффициент трения

ε_ν=1.5 – коэффициент перекрытия

с – коэффициент нагрузки для цилиндрической передачи

F – окружная сила

Н

– КПД подшипников

H·мм

Е) Z₁ – Z₂

– уточненное значение КПД цилиндрической передачи

f=0.06 – коэффициент трения

ε_ν=1.5 – коэффициент перекрытия

с – коэффициент нагрузки для цилиндрической передачи

F – окружная сила

Н

– КПД подшипников

H·мм

В итоге , ,т.е. двигатель выбран верно.

Проверочный расчет на прочность.

Действительные значения напряжения изгиба

A) Z₁ – Z₂

K_m=1.4; K=1.3; Y_F2=3.73; Y_F1=4.1

MПа МПА

МПА МПА

Б) Z₃ – Z₄

Y_F4=3.74; Y_F3=4.1

MПа МПА

МПА МПА

В) Z₅ – Z₆

Y_F6=3.76; Y_F5=4.3

MПа МПА

МПА МПА

Г) Z₇ – Z₈

Y_F8=3.76; Y_F7=4.1

MПа МПА

МПА МПА

Д) Z₉ – Z₁₀

Y_F10=3.76; Y_F9=4.1

MПа МПА

МПА МПА

Е) Z₁₁ – Z₁₂

Y_F12=3.76; Y_F11=4.1

MПа МПА

МПА МПА

С учетом полученных данных проводим расчет по формуле:

Выше приведенный расчет показывает, что расчет на прочность удовлетворяет полученным данным.

Поверочный расчет ЭМП на точность.

Поскольку зубчатая передача предназначена для работы в следящем приводе, то это передача реверсивная. Следовательно, погрешность ЭМП определяется люфтовой и кинематической погрешностями. Учитывая назначение передачи, окружную скорость и заданную высокую точность отработки положения выходного вала, согласно п.3.4.1, принимаем, что все цилиндрические колеса(шестерни) изготовлены по 7-й степени точности с видом сопряжения G.

Определение кинематической погрешности.

Определение минимальной кинематической погрешности.

F_P – допуск на накопленную погрешность шага зубчатого колеса (шестерни).

Значение F_P выбираем по табл. П2.1

f_f – допуск на погрешность профиля зуба.

Значение f_f выбираем по табл. П2.2

A) Z₁ – Z₂

22+9=31 мкм

24+9=33 мкм

K_S – коэффициент фазовой компенсации.

т.к. , то по табл. П2.3 K_S=0.75

мкм

Б) Z₃ – Z₄

22+9=31 мкм

30+9=39 мкм

K_S – коэффициент фазовой компенсации.

т.к. , то по табл. П2.3 K_S=0.9

мкм

В) Z₅ – Z₆

мкм

мкм

K_S – коэффициент фазовой компенсации.

т.к. , то по табл. П2.3 K_S=0.85

мкм

Г) Z₇ – Z₈

мкм

мкм

K_S – коэффициент фазовой компенсации.

т.к. , то по табл. П2.3 K_S=0.99

мкм

Д) Z₉ – Z₁₀

мкм

мкм

K_S – коэффициент фазовой компенсации.

т.к. , то по табл. П2.3 K_S=0.99

мкм

Е) Z₁₁ – Z₁₂

мкм

мкм

K_S – коэффициент фазовой компенсации.

т.к. , то по табл. П2.3 K_S=0.99

мкм

Определение максимальной кинематической погрешности.

A) Z₁ – Z₂

– приведенные погрешности монтажа колеса (шестерни).

Значениями пренебрежем.

K – коэффициент фазовой компенсации.

т.к. , то по табл. П2.3 K=0.83

мкм

Б) Z₃ – Z₄

K – коэффициент фазовой компенсации.

т.к. , то по табл. П2.3 K=0.96

мкм

В) Z₅ – Z₆

K – коэффициент фазовой компенсации.

т.к. , то по табл. П2.3 K=0.98

мкм

Г) Z₇ – Z₈

K – коэффициент фазовой компенсации.

т.к. , то по табл. П2.3 K=0.98

мкм

Д) Z₉ – Z₁₀

K – коэффициент фазовой компенсации.

т.к. , то по табл. П2.3 K=0.98

мкм

Е) Z₁₁ – Z₁₂

K – коэффициент фазовой компенсации.

т.к. , то по табл. П2.3 K=0.98

мкм

Перевод погрешностей в угловые минуты.

d – делительный диаметр ведомого колеса.

' '

' '

' '

' '

' '

' '

Определяем координаты середины полей рассеяния кинематической погрешности передач:

'

'

'

'

'

'

Определяем поля рассеяния кинематической погрешности передач.

'

'

'

'

'

'

Определяем суммарную координату середины поля рассеяния кинематической погрешности цепи.

ξ – передаточный коэффициент.

Определяем кинематическую погрешность цепи.

По условию процент риска P=0,27% , тогда по табл. П2.26 t_P=0.57 – коэффициент, учитывающий процент риска.

'

Расчет мертвого хода.

Определяем максимальное значение мертвого хода.

A) Z₁ – Z₂

Δp – радиальные зазоры в опорах колеса (шестерни).

Значениями Δp пренебрежем.

f_a – допуск на отклонение межосевого расстояния передачи. [табл. П2.10]

E_HS – наименьшее смещение исходного контура колеса (шестерни). [табл. П2.12]

T_H – допуск на смещение исходного контура колеса (шестерни). [табл. П2.13]

F_r – допуск на радиальное биение зубчатого венца. [табл. П2.14]

мкм

E_HS1=16 мкм

E_HS2=18 мкм

Характеристики

Список файлов курсовой работы