_WELCOMETO Radioland

Главная Схемы Документация Студентам Программы Поиск Top50  
Поиск по сайту



Навигация
Главная
Схемы
Автоэлектроника
Акустика
Аудио
Измерения
Компьютеры
Питание
Прог. устройства
Радио
Радиошпионаж
Телевидение
Телефония
Цифр. электроника
Другие
Добавить
Документация
Микросхемы
Транзисторы
Прочее
Файлы
Утилиты
Радиолюб. расчеты
Программирование
Другое
Студентам
Рефераты
Курсовые
Дипломы
Информация
Поиск по сайту
Самое популярное
Карта сайта
Обратная связь

Студентам


Студентам > Курсовые > Расчет редуктора приборного типа

Расчет редуктора приборного типа

Страница: 3/5

 

 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:

, (3.1)

где  - напряжение при изгибе;

       [] - предельно допустимое напряжение при изгибе, определяемое по формуле:

для колеса:          (3.2.1),

 

для шестерни:                                              (3.2.2);

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:

 

  (3.3)

 

где T – крутящий момент, действующий на зубчатое колесо;

       kF - коэффициент, учитывающий влияние неравномерности распределения нагрузки;

 ,  (3.4)

 

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

Мпа;

Мпа;

По формуле (3.2.1) определяем  :

По [3]:                         =1;           =1.02;

По формуле (3.4) определяем :

=1×1.02×1.089=1.11

По формуле (3.3) определяем :

;

По [3]:             для z = 117;

По формуле (3.1) определяем :

133.56 < 139.2    т.е. < ;

Условие прочности выполняется.

 

2). Проведём расчёт на выносливость шестерни.

Материал шестерни: Сталь 40ХН, обработка - улучшение

МПа;

          Sn = 1.1

По формуле (3.2.3) определяем:

По формуле (3.2.2) определяем:

 

По [3]:                         =1;           =1.02;

По формуле (3.4) определяем :

=1×1.02×1.508=1.538;

По формуле (3.3) определяем :

;

По [3]:             для z = 20;

По формуле (3.1) определяем :

258.77 < 381.8    т.е. < ;

Условие прочности выполняется.

 

 

 

 

 

4. Расчёт предохранительной фрикционной муфты.

 

Проведём расчёт числа дисков предохранительной фрикционной муфты, исходя из следующих условий:

1.             Наружный диаметр трущихся поверхностей D2=8, (определён в процессе конструирования);

2.             Внутренний диаметр трущихся поверхностей D1=3, (определён в процессе конструирования);

3.             Материал дисков – закалённая сталь по бронзе без смазки;

4.             Допустимое удельное давление на рабочих поверхностях (см.[1]): [p] = 1.2Мпа, коэффициент трения скольжения f = 0.2;

5.             Момент ТV = 372;

Расчёт муфты производиться по формуле:

 

,     (4.1)

 

где Ттр – момент трения, развиваемый на парах рабочих поверхностей z;

       Q – сила прижатия;

       Rcp – средний радиус трения, определяемый по формуле:

 

,    (4.2)

 

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:

 

,     (4.3)

 

Удельное давление:      ,     (4.4)

 

где S – площадь поверхности трения, определяемая по формуле:

 

 ,     (4.5)

 

Из формул (4.4) и (4.5) определяем силу прижатия:

 

 ,     (4.6)

 

Исходя из формул (4.3) и (4.6) имеем формулу для расчёта числа трущихся поверхностей z:

 

 

 

Число фрикционных дисков n определяется по формуле:

 

 

 

 

 

5. Расчёт выходного вала на выносливость.

 

5.1. Расчёт действующих в зацеплении сил.

Действующие в зацеплении силы рассчитываются по следующим формулам:

 , (5.1)

 

где - крутящий момент, действующий на зубчатое колесо;

       - окружная составляющая силы зацепления, действующей на колесо.

 , (5.2)

 

где - окружная составляющая силы зацепления, действующей на шестерню.

 , (5.3)

 

где - радиальная составляющая силы зацепления, действующей на колесо;

      - угол зацепления.

 

 , (5.4)

 

где - радиальная составляющая силы зацепления, действующей на шестерню.

По формуле (5.1) определяем :

 

 ;

 

По формуле (5.2) определяем :

 

 ;

 

По формуле (5.3) определяем :

 

;

 

По формуле (5.4) определяем :

 

;

 

5.2. Приближённое определение диаметра выходного вала.

Приближённо определим диаметр вала под колесом dв:

{где t = 20...35Мпа}

 

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);

 

5.3.1. 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.

 

5.5. Расчёт коэффициента запаса усталости вала для опасного сечения.

Коэффициент запаса усталости n определяется по формуле:

 

 ,    (5.5)

 

где - коэффициент запаса для нормальных напряжений;

       - коэффициент запаса для касательных напряжений.

Коэффициент запаса n должен удовлетворять следующему требования:

 ,    (5.6)

где - коэффициент предельного запаса усталости.

Для определения существуют следующие соотношения:

 

 , (5.7)

 

где - предел усталости для нормальных напряжений при знакопеременном цикле, определённый по формуле:

 

 , (5.7*)