История развития пистолетов-пулеметов: Предпосылкой для возникновения пистолетов-пулеметов послужила давняя тенденция тяготения винтовок...
Своеобразие русской архитектуры: Основной материал – дерево – быстрота постройки, но недолговечность и необходимость деления...
Топ:
Определение места расположения распределительного центра: Фирма реализует продукцию на рынках сбыта и имеет постоянных поставщиков в разных регионах. Увеличение объема продаж...
Комплексной системы оценки состояния охраны труда на производственном объекте (КСОТ-П): Цели и задачи Комплексной системы оценки состояния охраны труда и определению факторов рисков по охране труда...
Интересное:
Принципы управления денежными потоками: одним из методов контроля за состоянием денежной наличности является...
Искусственное повышение поверхности территории: Варианты искусственного повышения поверхности территории необходимо выбирать на основе анализа следующих характеристик защищаемой территории...
Средства для ингаляционного наркоза: Наркоз наступает в результате вдыхания (ингаляции) средств, которое осуществляют или с помощью маски...
Дисциплины:
2017-11-27 | 329 |
5.00
из
|
Заказать работу |
|
|
Силы, действующие в зацеплении:
· окружная Ft = 2 T 1 / d 1 = Н;
· радиальная F r = Ft tg a / cos b = Н;
· осевая Fa = Ft tg b = 1349×0,176 = 237 Н.
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле
s F = Ft KF YF Y b KFL / (b mn) < s FР .
Коэффициент нагрузки
K F = KF b KFV,
где KF b – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (коэффициент концентрации нагрузки), KF b = 1,33 (табл. П.3.12);
KFV – коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности), KFV = 1,3 (табл. П.3.13).
Таким образом
KF = KF b KFV = 1,33×1,3 = 1,73;
YF – коэффициент, учитывающий форму зуба, определяем по эквивалентному числу зубьев ZV:
ZV 1 = Z 1/ cos3 b = ;
ZV 2 = Z 2/ cos3 b = .
YF 1 = 3,98 (табл. П.3.14);
YF 2 = 3,6 (табл. П.3.14);
Y b – коэффициент учитывающий угол наклона зубьев;
KFL – коэффициент долговечности, зависящий от соотношения базового и эквивалентного числа циклов.
KFL = ,
где NFE – эквивалентное число циклов напряжений.
Базовое число циклов по ГОСТ NFO = 4×106; при эквивалентном числе циклов большем базового (что принято при курсовом проектировании), KFL = 1.
Допускаемые напряжения на изгиб
s FP = s° F lim b KFL KFC / SF,
где SF = SF¢ SF¢¢,
здесь SF – коэффициент безопасности,
SF ¢ – коэффициент, учитывающий нестабильность материала зубчатых колес, SF¢ = 1,75 (табл. П.3.15);
SF¢¢ – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки для изготовления зубчатого колеса, для поковок и штамповок SF¢¢ = 1,0.
Таким образом, SF = 1,75 ×1 = 1,75.
KFC – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. При одностороннем приложении нагрузки KFC = 1, при двухстороннем – KFC = 1- g FC (коэффициент, учитывающий влияние химико-термической обработки, табл. П.3.15).
|
s° F lim b 1 = 1,8 НВ (табл. П.3.15);
s° F lim b 1 = 1,8 НВ = 1,8 ×230 = 414 МПа (для шестерни);
s° F lim b 2 = 1,8 × 200 = 360 Мпа (для колеса).
Допускаемые напряжения:
· для шестерни s FР 1 = МПа;
· для колеса s FР 2 = МПа.
Находим отношения s FР 1 / YF 1:
· для шестерни s FР 1 / YF 1 = МПа;
· для колеса s FР 2 / YF2 = МПа.
Вывод: дальше расчет производим только для колеса, так как соотношение s FР 1 / YF 1 > s FР 2 / YF 2 для колеса меньше, чем для шестерни.
Определим коэффициенты:
Y b = 1- b / 140 = .
Для средних значений торцевого перекрытия xa =1,5 и 8-й степени точности KF a= 0,92, n – степень точности колес, n = 8.
Проверяем прочность зуба по формуле
s F = Ft KF YF Y b KF a / (bmn)= МПа < s FР 2 =206 МПа.
Условие прочности при изгибе зубьев выполнено.
Предварительный расчет валов редуктора
Расчет ведущего вала
Диаметр выходного конца вала
d в1 = [16 Т 1 / (p[tк])]1/3,
где [tк] – допустимые касательные напряжения при кручении.
[tк] = 20 … 25 МПа.
d в1 = мм.
Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда (табл. П.3.24) d в2 = 18 мм.
Диаметр вала под подшипниками d п2 = 20 мм (табл. П.3.16). Диаметры остальных участков вала назначаем из конструктивных соображений с учетом рекомендаций табл. П.3.24 и П.3.25.
Из технологических соображений целесообразно вал и шестерню выполнять в виде отдельных деталей, но в данном случае мы будем иметь слишком тонкую стенку между внутренним диаметром шестерни и шпоночным пазом. Если перемычка меньше 10 мм, целесообразно выполнять вал-шестерню.
В нашем случае (d f – d в) / 2 = (41,7 – 25) / 2 = 8,35 < 10 мм, поэтому шестерню выполним за одно целое с валом. Конструкция ведущего вала приведена на рис. 3.
Рис. 3. Конструкция ведущего вала
3.2. Расчет ведомого вала
Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, при расчете ведомого вала примем [tк]=20 МПа.
Диаметр выходного конца вала:
d в2= [(16 Т 2 / (p[tк])]1/3 = мм.
Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда (табл. П.3.24) d в2=30 мм.
Высота буртов вала принимается в соответствии с табл. П.3.25. Диаметр вала под подшипниками d п2=35 мм (табл. П.3.16), под зубчатым колесом d к2=40 мм.
|
Диаметры остальных участков вала назначаем из конструктивных соображений с учетом рекомендаций табл. П.3.24, П.3.25. Конструкция ведомого вала приведена на рис. 4.
Рис. 4. Конструкция ведомого вала
|
|
Механическое удерживание земляных масс: Механическое удерживание земляных масс на склоне обеспечивают контрфорсными сооружениями различных конструкций...
Биохимия спиртового брожения: Основу технологии получения пива составляет спиртовое брожение, - при котором сахар превращается...
Поперечные профили набережных и береговой полосы: На городских территориях берегоукрепление проектируют с учетом технических и экономических требований, но особое значение придают эстетическим...
Своеобразие русской архитектуры: Основной материал – дерево – быстрота постройки, но недолговечность и необходимость деления...
© cyberpedia.su 2017-2024 - Не является автором материалов. Исключительное право сохранено за автором текста.
Если вы не хотите, чтобы данный материал был у нас на сайте, перейдите по ссылке: Нарушение авторских прав. Мы поможем в написании вашей работы!