![]() Полезное:
Как сделать разговор полезным и приятным
Как сделать объемную звезду своими руками
Как сделать то, что делать не хочется?
Как сделать погремушку
Как сделать так чтобы женщины сами знакомились с вами
Как сделать идею коммерческой
Как сделать хорошую растяжку ног?
Как сделать наш разум здоровым?
Как сделать, чтобы люди обманывали меньше
Вопрос 4. Как сделать так, чтобы вас уважали и ценили?
Как сделать лучше себе и другим людям
Как сделать свидание интересным?
![]() Категории:
АрхитектураАстрономияБиологияГеографияГеологияИнформатикаИскусствоИсторияКулинарияКультураМаркетингМатематикаМедицинаМенеджментОхрана трудаПравоПроизводствоПсихологияРелигияСоциологияСпортТехникаФизикаФилософияХимияЭкологияЭкономикаЭлектроника
![]() |
Расчет зубчатой передачи
Определение основных размеров передачи Число зубьев шестерни принимаем z1=30, тогда число зубьев колеса: Определим заданное число циклов ведомого вала:
Рисунок 1.14. Зубчатая передача
Принимаем для шестерни и колеса сталь 45 с различной термообработкой, а именно: для шестерни – улучшение, средняя твердость 210 HB; для колеса – нормализация, средняя твердость 186 HB; Определим допускаемые напряжения при изгибе по формуле Где
Определяем модуль зубьев, приняв коэффициент ширины венца и по графику 1 (рис. 7.23) установив коэффициент неравномерности нагрузки KF𝛽 =1,2. Тогда при Принимаем стандартный модуль m =2,5 мм. Определяем основные геометрические размеры передачи: Диаметры делительных окружностей
Межосевое расстояние
Диаметры вершин зубьев
Ширина венца:
Вычислим окружную скорость зубчатых колес
При такой скорости можно принять 8-ю степень точности зубчатого зацепления. Проведем сравнительную оценку прочности зубьев шестерни и колеса, предварительно определив коэффициенты формы зуба (табл.7,7)
Тогда для шестерни для колеса
Зубья колеса на изгиб менее прочны. Окончательно проверим зубья колеса на изгиб по формуле
где тогда
Прочность зубьев на изгиб обеспечена.
Исходные данные:
Рисунок 1.15. Ременная передача Диаметр большего шкива
Принимаем Уточняем передаточное отношение: Значит, выбранные диаметры шкивов подходят. Определяем минимальное межосевое расстояние, учитывая, что высота сечения Предварительно принимаем Находим расчетную длину ремня Принимаем ближайшее стандартное значение длины ремня Окончательно межосевое расстояние где тогда Значение межосевого расстояния получилось несколько меньше минимально допустимого, поэтому увеличим длину ремня до Проверяем угол обхвата малого шкива Определяем окружную скорость ремня Проверяем число пробегов ремня Определим расчетную мощность где
Определяем число ремней передачи
где Принимаем число ремней Вычислим нагрузку
где Тогда 1.4.1.5 Предварительный расчет валов По рекомендации [3], для компенсации напряжений изгиба и других неучтенных факторов принимаем для расчета значительно пониженные значения допустимых напряжений кручения. Т.о. диаметр вала определится из условия прочности:
По рекомендации [3] принимаем материал выходного вала редуктора сталь 45, тогда
Из расчета видно, что
1.4.1.6 Подбор подшипников. Для вала червячного колеса предварительно примем роликовый конический подшипник легкой серии 7219 ГОСТ333 – 71 с размерами:
Рисунок 1.16 Подшипник Из предыдущих расчетов имеем:
По рекомендации [3] проверку подшипников только по динамической грузоподъемности, по условию
Определим коэффициент е = При коэффициенте вращения V=1 получим Из табл.16.5 находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок: По рекомендации к формуле 16,29: коэффициент безопасности температурный коэффициент Тогда Т.к. Для вала червяка предварительно примем роликовый конический подшипник легкой серии 7220 ГОСТ333 – 71 с размерами:
Из предыдущих расчетов имеем:
По рекомендации [3] проверку подшипников только по динамической грузоподъемности, по условию
Определим коэффициент При коэффициенте вращения V=1 получим Из табл.16.5 [№2 с.335] находим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок: По рекомендации к формуле 16,29: коэффициент безопасности температурный коэффициент Тогда Т.к. 1.4.2 Силовой расчет 1.4.2.1Расчет пружины При проектировании измерительной пружины основным требованием является обеспечение заданной жесткости. Исходные данные для расчета: Пружина изготовлена из стальной проволоки 1-го класса по ГОСТ 9889-78. Сечение проволоки - круглое. Cилы при рабочей деформации F1 = 150 Н; рабочий ход пружины h = 10 мм. Полагая, что диаметр проволоки пружины равен 2...4 мм, ориентируясь на кривую 4графика [4], причем допускаемое напряжение для проволоки [т] = 600 МПа, что соответствует рекомендации ГОСТ 13764 — 68. Предположим, что сила пружины при максимальной деформации равна F3 = 1,3F1 = 1,3*150 = 195 H.
Рисунок 1.16. Пружина Причем допускаемое напряжение для проволоки [т] = 600 МПа, что соответствует рекомендации ГОСТ 13764 — 68. Предположим, что сила пружины при максимальной деформации равна F3 = 1,3F1 = 1,3*150 = 195 H. Примем индекс пружины [4 стр.344] с = 12. Коэффициент влияния кривизны витков [4] к= 1,11. Диаметр проволоки пружины по формуле В соответствии с ГОСТ 9389 - 75 окончательно принимаем d= 3 мм. Следовательно, предварительно принятое значение [τ] соответствует графику и значения с и кприняты правильно. Средний диаметр пружины рассчитывается по формуле Наружный диаметр пружины рассчитывается по формуле Подберем пружину по ГОСТ 13766 — 68. Ближе всего подходит пружина 1-го класса 1-го разряда № 501. Для этой пружины F3 = 200 Н; d = 3 мм; Da = 30 мм; жесткость одного витка С х — 186 Н/мм и наибольший прогиб одного витка λз = 1,86 мм. Уточним средний диаметр пружины: D = Dн - d = 30 - 3 = 37 мм. Проверим выбранную пружину по С1 и λз. По формуле имеем
что приемлемо. Жесткость пружины рассчитывается по формуле Число рабочих витков пружины рассчитывается по формуле Максимальная деформация пружины рассчитывается по формуле Из формулы предыдущей формулы следует, что Максимальная деформация пружины совпадает с табличным значением Полное число витков пружины рассчитывается по формуле Шаг пружины рассчитывается по формуле Высота пружины при максимальной деформации рассчитывается по формуле где Высота пружины в свободном состоянии рассчитывается по формуле Длина развернутой пружины рассчитывается по формуле Выбранная пружина обеспечивает требуемую жесткость и необходимое измерительное усилие. 1.4.3. Расчет погрешности измерительной станции. Рассмотрим отдельные звенья механизма и выявим их первичные погрешности. При анализе механизма выделяем следующие звенья и их погрешности:
– Погрешность рабочих сторон рычага изготовленный по 6 квалитету - 12мкм. – Прямолинейность направляющей изготовленной по 6 квалитету - 12мкм. – Несовпадение оси правки с осью зубчатого колеса. В нашем случае это переходная посадка o45 H6/js6. Расчет сводиться к определению максимального зазора Smax. Рассчитаем предельные размеры сопряжения: -для отверстия ITD=16 мкм, ES=16 мкм, EI= 0 мкм. Dmax = D0+ES=45,000+0,016=45,016 мм Dmin = D0+EI=45,000 мм -для вала ITd= 16 мкм es= 8мкм, ei= -8мкм. dmax =d0+es=45,000+0,008=45,008 мм dmin = d0+ei=45,000-0,008=44,992 мм Заносим полученные результаты в таблицу 1.6. Таблица 1.6. Расчет предельных размеров деталей сопряжения
Smax= Dmax- dmin=45,016-44,992=0,024 мм; Погрешность несоосности оправки и эталонного колеса равна Smax= 24мкм. – Погрешность изготовления калибра по 4 степени точности - 6мкм. – Погрешность непараллельности осей оправок fxr=a1-a2=30мкм. Рисунок 1.17. Непараллельность осей – Погрешность показывающего прибора. Так как в приборе используется зубчато-рычажный индикатор с ценной деления 2мкм, то погрешность индикатора не должна превышать - 1мкм. Поскольку количество погрешностей n>4, то суммарная погрешность вычисляется по формулам:
Date: 2016-05-25; view: 569; Нарушение авторских прав |