Пояснительная записка (1071099), страница 3

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

Текст из файла (страница 3)

– коэффициент запаса прочности. Так как передача не применяется для особо ответственных задач, то принимаем = 2,2;

- предел выносливости при изгибе. = 1,8*HB.

Определим предел выносливости при изгибе.

Материалы для колес:

- ведущих (шестерней) – сталь 40Х;

- ведомых (колес) – сталь 40.

Выберем вид термальной обработки – нормализацию.

Для стали 40 и нормализации НВ = 190…240, а для стали 40Х НВ = 200..250.

Для прирабатывающихся зубчатых передач ( рекомендуется для выравнивания срока службы назначать твердость шестерни на 20…30 единиц больше твердости колеса:

Примем

Поэтому σ_FR1 =

σ_FR2 =

K_FL – коэффициент долговечности, вычисляемый по формуле:

, где

N_н – расчетное число циклов нагружения i-го колеса (N_нi);

N_н =

n – частота вращения зубчатого колеса;

- для колеса:

- для шестерни: .

c – число колес, находящихся одновременно в зацеплении с рассчитываемым

По кинематической схеме: c = 1.

l – срок службы передачи;

По условию: l = 1000 (ч)

s – показатель степени;

s = 6 для HB < 350;

Если при расчетах коэффициент долговечности получается меньше единицы, то его принимают равным единице.

;

Вычислим допускаемые напряжения изгиба:

;

.

Значение коэффициента формы зуба:

Составим соотношения :

Так как < , то для последней элементарной передачи расчет модуля зацепления будем вести по шестерне. Модуль зацепления i-ой элементарной передачи:

Произведем расчет модуля:

Рекомендуется принимать модуль цилиндрических колес не меньше 0,2. По конструкторским соображениям принимаю модуль на всех ступенях m = 0,5, а на последней m = 1.

5.9.Геометрический расчет зубчатых колес и передач.

Делительный диаметр i-го колеса: .

Диаметр вершин зубьев i-го колеса:

Диаметр впадин i-го колеса: ,

где - коэффициент радиального зазора.

Для модуля m ≤ 0,5 c* = 0,5 , для m=1 с* = 0,35

Ширина i-го колеса:

Ширина i-ой шестерни:

Примем , а для последней ступени

Делительное межосевое расстояние i-ой элементарной передачи:

Определим межосевые расстояния элементарных передач:

мм;

мм;

мм;

мм;

5.10.Выбор покрытий

Выбор типа покрытия и его толщины определяют назначением детали или изделия, материала, из которого они изготовлены, условиями эксплуатации.

По коррозионному воздействию условия эксплуатации деталей делятся на легкие, средние, жесткие и очень жесткие. Исходя из ТЗ, можно заключить, что разрабатываемая конструкция будет работать в легких условиях.

Для стали углеродистой в качестве покрытий применяют цинковое, кадмиевое, медное и другие. Выберем цинковое покрытие.

Для легких условий эксплуатации рекомендуется минимальная толщина покрытия 6 мкм. Для алюминия и его сплавов применяют в качестве покрытий оксидное, анодное окисление и другие. Остановимся на оксидном.

5.11.Динамические моменты колес.

Динамический момент , где угловое ускорение i-го вала.

Момент инерции i-го зубчатого колеса вычисляется по формуле:

^, где ρ – плотность, для сталей ρ =7,85 гр/см³

Моменты инерции:

Динамические моменты:

Момент инерции в нагрузке будет определяться колесом, стаканом и зеркалом.

Тогда динамический момент нагрузки:

Суммарный момент для i-го колеса:

;

;

;

;

.

;

;

5.12.Расчёт валов.

Расчетный диаметр , где приведенный момент, допускаемое напряжение на изгиб.

Разделяем момент на 2 составляющие: изгибающая сила и крутящий момент.

Считаем силы:

Определим реакции в опорах нижней(А) и верхней (В), изгибающие моменты в сечениях.

Приведенный момент :

В сечении 6-го колеса:

В сечении верхней опоры:

Таким образом, расчет будет приведен в сечении 6-го колеса.

Выберем материал для вала: сталь 40Х, соответственно = 981 МПа.

При постоянных напряжениях для валов из углеродистой и легированной стали принимают допускаемое напряжение на изгиб =294,3 МПа

Тогда расчетное значение диаметра вала III

Полученное расчетное значение диаметра округляем до ближайшего стандартного, учитывая, что рекомендуется выбирать минимальный диаметр 2 мм. Из конструктивных соображений назначим , а диаметр цапф .

5.13. Подбор подшипников.

При выборе типа опор следует учитывать требования, предъявляемые к ним:

- прочность и жесткость;

- износостойкость;

- малый момент трения;

- бесшумность;

- малые габариты;

- низкая стоимость.

Выберем из справочника подшипник: для вала подойдет подшипник 1000093. Его некоторые характеристики:

- внутренний диаметр d = 3 мм;

- наружный диаметр D = 8 мм;

- ширина В = 3 мм;

- диаметр шарика d_ш = 1,59 мм;

- динамическая грузоподъемность С = 56 кг;

- статическая грузоподъемность С_о = 18 кг;

- частота вращения n = 43000 об/мин;

Момент трения в подшипниках определяется по формуле:

М_тр = М_о + ,

где M_o – момент трения ненагруженного подшипника, зависящий от типа подшипника, качества его изготовления, диаметра вала d. Он подсчитывается по эмпирическому соотношению: _;

F_a – осевая нагрузка;

d_ш – диаметр шарика;

d_o – диаметр окружности, проходящей через центр масс шариков, диаметры которых d_{ш :}

K – коэффициент трения качения; K = (0,005 .. 0,001)

Вычислим момент трения подшипника для вала:

d_ш = 1,59 мм = 0,159 см;

Осевая нагрузка

Момент трения подшипника:

М_тр = М_о + = = ,

Будем назначать момент трения подшипника одинаковый для всех валов.

6. Проверочные расчеты спроектированного ЭМП.

6.1.Уточнение моментов.

Уточненный расчет моментов, действующих на вал.

Приведенный уточненный статический момент , где , где - КПД i-ой элементарной передачи; , где - КПД опор i-го вала.

Приведенный уточненный динамический момент , где - приведенный момент инерции всего ЭМП.

Определим сначала приведенный уточненный статический момент, для этого вычислим КПД передачи и КПД опор.

КПД передачи , где

f – коэффициент трения, возьмем f = 0,1,

- коэффициент перекрытия, принимаю =1,5;

С – коэффициент нагрузки. Коэффициент нагрузки для цилиндрических передач

, где - окружная сила.

Рассчитаем окружные силы и коэффициенты нагрузки для цилиндрических передач:

Тогда КПД i-ой элементарной передачи:

Уточненные статические моменты:

Для вычисления приведенного уточненного динамического момента найдем приведенный момент инерции всего ЭМП , где - момент инерции ротора,

- приведенный момент инерции редуктора, - момент инерции нагрузки.

Приведенный момент инерции редуктора

,где - момент инерции i-го зубчатого колеса, m – масса гайки, V – скорость гайки( линейная скорость точки, движущейся поступательно вдоль оси винта), ω – угловая скорость вращения винта.

Оценим массу гайки: , где - плотность, , объем гайки ,

Скорость гайки : , следовательно,

Тогда

Характеристики

Список файлов курсовой работы