Курсач (1060447), страница 3

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

Текст из файла (страница 3)

F_r1=16 мкм T_H1=28 мкм

F_r2=18 мкм T_H2=32 мкм

мкм

Б) Z₃ – Z₄

мкм

E_HS3=16 мкм

E_HS4=22 мкм

F_r3=16 мкм T_H3=28 мкм

F_r4=22 мкм T_H4=38 мкм

мкм

В) Z₅ – Z₆

мкм

E_HS5=16 мкм

E_HS6=22 мкм

F_r5=16 мкм T_H5=28 мкм

F_r6=22 мкм T_H6=38 мкм

мкм

Г) Z₇ – Z₈

мкм

E_HS7=16 мкм

E_HS8=26 мкм

F_r7=16 мкм T_H7=28 мкм

F_r8=22 мкм T_H8=45 мкм

мкм

Д) Z₉ – Z₁₀

мкм

E_HS9=16 мкм

E_HS10=26 мкм

F_r9=16 мкм T_H9=28 мкм

F_r10=22 мкм T_H10=45 мкм

мкм

Е) Z₁₁ – Z₁₂

мкм

E_HS11=16 мкм

E_HS12=26 мкм

F_r11=16 мкм T_H11=28 мкм

F_r12=22 мкм T_H12=45 мкм

мкм

Определяем минимальное значение мертвого хода.

j_{t min}= j_{n min} /(cos α·cos β)

т.к. зубья прямозубые, то

α=20° – угол профиля исходного контура

β=0° – угол наклона боковой стороны профиля

j_{n min} – минимальное значение гарантированного бокового зазора передачи.

A) Z₁ – Z₂

j_{n min}=8 мкм. [по табл. П2.10]

мкм

Б) Z₃ – Z₄

j_{n min}=11 мкм. [по табл. П2.10]

мкм

В) Z₅ – Z₆

j_{n min}=11 мкм. [по табл. П2.10]

мкм

Г) Z₇ – Z₈

j_{n min}=13 мкм. [по табл. П2.10]

мкм

Д) Z₉ – Z₁₀

j_{n min}=13 мкм. [по табл. П2.10]

мкм

Е) Z₁₁ – Z₁₂

j_{n min}=13 мкм. [по табл. П2.10]

мкм

Перевод погрешностей в угловые минуты.

d – делительный диаметр ведомого колеса.

' '

' '

' '

' '

' '

' '

Определяем координаты середины полей рассеяния кинематической погрешности мертвого хода.

'

'

'

'

'

'

Определяем поля рассеяния кинематической погрешности мертвого хода.

'

'

'

'

'

'

Определяем суммарную координату середины поля рассеяния кинематической погрешности мертвого хода цепи.

Значение ξ определено выше.

Определяем кинематическую погрешность мертвого хода цепи.

По условию процент риска P=1% , тогда t_P=0.48 – коэффициент, учитывающий

процент риска.

'

Определяем общую кинематическую погрешность цепи.

'

По условию '

16,06' ≤20'

Результаты расчетов показывают, что найденные значения погрешности ЭМП при расчете вероятностным методом не превышают заданную. Суммарная погрешность передачи значительно меньше заданной. Это обстоятельство позволяет снизить требования к точности изготовления колес (шестерни).

Расчет валов передачи по прочности.

Расчет валов производиться на кручение, а наиболее нагруженный вал на кручение, изгиб и выносливость (наиболее нагруженным валом является выходной вал). Расчет валов (1,2,3,4,5,6,7) на кручение производится по формуле:

, для стальных валов принимаем [τ]=20..30 МПа

Выходной вал является наиболее нагруженным, поэтому произведем расчет этого вала на прочность и выносливость.

Воспользуемся следующими соображениями: в каждый момент времени в зацеплении находится только одна пара зубчатых колес, следовательно на вал может действовать только одна сила одновременно; максимальный изгибающий момент возникает на середине вала. Исходя из изложенных соображений, выбираем зацепление, в котором возникают максимальные усилия и производим нижеследующий расчет.

Cила F, действующая на вал, являются окружной силой, и определяется по формуле:

Н

где D - делительный диаметр колеса;

М_к - крутящий момент на колесе;

Помимо окружной силы на вал действует радиальная сила (она действует в плоскости перпендикулярной плоскости действия сил F) возникающая в эвольвентном зацеплении зубчатых колес.

Н

Результирующая радиальная сила будет равна

Н

Найдем значения реакций в опорах из условий равенства нулю сумм всех моментов и всех сил:

Нам известно:

Воспользуемся энергетической теорией прочности:

Расчет коробки скоростей.

Геометрические размеры.

А) Z₁ – Z₂

Делительные диаметры

d₁=Z₁·m₁₁₁₂=53·0.4=21,2 мм

d₂=Z₂·m₁₁₁₂=170·0.4=68 мм

Диаметры вершин

d_a1= d₁+2·m₁₁₁₂=21,2+2·0.4=22 мм

d_a2= d₂+2·m₁₁₁₂=68+2·0.4=68,8 мм

Диаметры впадин

d_f1= d₁-2·m₁₁₁₂·(1+C^*)=21,2-2·0.4·(1+0.5)=20 мм

d_f2= d₂-2·m₁₁₁₂·(1+C^*)=60 - 2·0.4·(1+0.5)=66,8 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=112·0.4=44,8 мм

d₄=Z₄·m₁₁₁₂=112·0.4=44,8 мм

Диаметры вершин

d_a3= d₃+2·m₁₁₁₂=44,8+2·0.4=45,6 мм

d_a4= d₄+2·m₁₁₁₂=44,8+2·0.4=45,6 мм

Диаметры впадин

d_f3= d₃-2·m₁₁₁₂·(1+C^*)=44,8-2·0.4·(1+0.5)=43,6 мм

d_f4= d₄-2·m₁₁₁₂·(1+C^*)=44,8-2·0.4·(1+0.5)=43,6 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=85·0.4=34 мм

d₆=Z₆·m₁₁₁₂=150·0.4=60 мм

Диаметры вершин

d_a5= d₅+2·m₁₁₁₂=34+2·0.4=34,8 мм

d_a6= d₆+2·m₁₁₁₂=60+2·0.4=60,8 мм

Диаметры впадин

d_f5= d₅-2·m₁₁₁₂·(1+C^*)=34,8-2·0.4·(1+0.5)=33,6 мм

d_f6= d₆-2·m₁₁₁₂·(1+C^*)=60,8-2·0.4·(1+0.5)=59,6 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

Выбор и расчет подшипников.

Шарикоподшипники выпускаются специализированными предприятиями большими партиями. Для их изготовления используют сравнительно недорогие материалы, в основном стали. Стоимость шарикоподшипников относительно невелика, монтаж достаточно прост, в эксплуатации они надежны. Они имеют малые моменты трения, особенно в период разгона, что особенно важно для устройств, с часто повторяющимися пусками или реверсом. Обеспечивают высокую точность центрирования, вибропрочность, долговечность. Особенно выгодно использование таких подшипников при работе в условиях высоких скоростей и больших нагрузок, при необходимости обеспечения высокой точности работы.

1. По отношению осевой нагрузки к радиальной определяем тип подшипника - радиальный т. к. осевая нагрузка F_a=0 и следовательно F_a/F_r=0 < 0.35.

2. Выбираем типоразмер подшипника, внутренний диаметр которого равен диаметру цапфы вала:

- для валов с диаметром цапфы d_ц=3 - 1000023

- для валов с диаметром цапфы d_ц=6 - 1000088

- для нижнего подшипника вала 7 с диаметром цапфы d_ц=8 - 1000098

Произведем расчет подшипников по динамической грузоподъемности, с использованием эмпирической зависимости между номинальной долговечностью, эквивалентной динамической нагрузкой и динамической грузоподъемностью:

,где

- долговечность в часах;

- динамическая грузоподъемность, Н;

- эквивалентная динамическая нагрузка, Н;

- частота вращения подвижного кольца, об/мин.

Эквивалентную динамическую нагрузку для однорядных радиальных шарикоподшипников определяют по формуле:

и - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок,

- коэффициент вращения ( при вращении внутреннего кольца, при вращении наружного кольца),

- коэффициент безопасности,

- температурный коэффициент.

Расчетная динамическая грузоподъемность:

Н<500 для подшипника 1000023,

Н<980 для подшипника 1000088,

Н<1750 для подшипника 1000098,

Так как расчетные значения грузоподъемности подшипников много меньше допустимых следовательно выбранные подшипники подходят.

Расчет фиксатора.

В конструкции используется фиксатор с поступательно перемещающимся штоком. На шток действует сила поджатия пружины F (рис. 5) и сила, вытягивающая шток из впадины F₁. Нам необходимо определить силу поджатия F при F₁=2...4 H.

В рассматриваемом случае сила F₁, выводящая фиксатор, действует горизонтально. Сила F препятствует выводу фиксатора. Сила F_n - сила нормального давления, F_тр - сила трения между рейкой и штоком; F_тр=fF_n. Рассмотрим равновесие штока. Проецируя действующие на него силы на направление силы F, можно записать

Рассмотрим равновесие рейки. Силы F_n и F_тр, действующие на рейку, равны и противоположны силам, приложенным к штоку. Проецируя силы, действующие на рейку, на горизонталь, определяем силу F₁, необходимую для вывода фиксатора из впадины рейки:

где f=tg()=0.03...0.09. Из выведенной формулы получим значение силы F

Характеристики

Список файлов курсовой работы