Автоматический потенциометр с кулачковым механизмом

такая погрешность допустима.

2.3.3 Проверочный расчет зубчатой передачи

При твердости материалов колес НВ≤350 коэффициент долговечности определяется по формуле

,

причем 1&

#8804;КFL≤2,1

NF0 – базовое число циклов перемены напряжений для всех сталей NF0=4∙106.

NF∑ - число перемены напряжений за весь срок службы

NF∑=60∙n2∙Lh=411,3∙106

,

значит примем КFL=1.

Допускаемое напряжение при изгибе:

, где

KFC – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. Считаем передачу нереверсивной, тогда KFC=1.

σ0Flimb=1,8∙НВср – предел выносливости материала колес при изгибе для нормализованной и улучшенной стали.

σ0Flimb1=1,8∙216=389 МПа

σ0Flimb2=1,8∙198=356 МПа

[SF]=1,1 – коэффициент безопасности.

σFadm1=354 МПа

σFadm2=324 МПа

Найдем YF – коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев колес по таблице на стр. 23 [2]. Z1=40, значит YF1=3,70; Z2=120, YF2=3,60

Проверка прочности зубьев колес на изгиб проводится по тому из зубчатых колес, для которого отношение меньше, т.е. по ведомому колесу. Формула для проверки прочности зубьев колес на изгиб имеет вид:

, где

- окружная сила на зубьях колес, [H]

- ширина зубчатого венца колеса, [мм]

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца,

- коэффициент динамической нагрузки.

При твердости НВ≤350

значит, условие прочности на изгиб выполняется. Рассчитанные размеры колес считаем верными.

3. Расчет вала привода (ведомого) на прочность

Существует два метода расчета валика на прочность: проектный и проверочный.

При проектном расчете из условий прочности на чистое кручение (без учета изгиба) по пониженному допускаемому напряжению на кручение (τadm=30 .40 МПа для всех марок стали) определяются основные геометрические размеры

валика (диаметры ступеней, длины ступеней и т.д.).

Проверочный расчет валика производится на установленную прочность с определением коэффициента запаса установленной прочности, который должен находиться в пределах 1,5≤S≤2,5.

3.1 Проектный расчет вала

В качестве материала валика принимаем сталь 45 нормализованную (ГОСТ 1050-74), для которой τ=40 МПа, наименьший диаметр вала определяется по формуле:

По стандартному ряду линейных размеров (ГОСТ 6636-69) принимаем наименьший диаметр вала d=7 мм.

Далее разрабатывается конструкция вала. Каждая деталь, устанавливаемая на вал, должна доходить до своего посадочного места свободно, поэтому вал должен быть ступенчатым. Для создания упора подшипников в торцы ступеней вала диаметры d0 прилегающих к подшипникам шеек вала должны быть равны:

d0=dп+(4…6)r, где

r – радиус закругления колец подшипников (таблица 4 [1]).

Принимаем в качестве опоры шариковый радиальный подшипник качения сверхлегкой серии 1000098, у которого d=8 мм, D=19 мм, В=6 мм, r=0,5 мм, С=1750 кН и С0=900 кН – статистическая грузоподъемность, С – динамическая.

d0=8+(4 .6)∙0,5=10 .11 мм,

принимаем d0=11 мм.

dk≥d0 – диаметр шеек вала под зубчатое колесо,

dk=12 мм, d1>dk, d1=15 мм.

Проводится эскизная компоновка вала (Рис. ). Размеры вала по длине определяются количеством и размерами по длине деталей, устанавливаемых на нем, а также необходимыми зазорами между их торцами. Определим длину ступицы зубчатого колеса:

lст=(1 .2)d=8 .16, причем

lст=16 (см. далее).

, где

b2 – ширина венцов зубчатого колеса (рассчитана в п. 2.3.2 (1)), b2=6 мм;

В – ширина подшипника, В=6 мм;

∆ - произвольный размер.

d3 – диаметр делительной окружности колеса во второй ступени зубчатой передачи.

d3=m∙Z3,

где

m – модуль колеса,

Z3 – число зубьев.

Выберем число зубьев колеса 3 из формулы:

Z3≥17, значит Z3=40

d3=0,5∙40=20 мм. (модуль принимаем немного больше, чем для первой ступени: m=0,5).

Составляется расчетная схема вала, на которой указываются все силы, действующие на зубчатое колесо, опоры и т.д. и их точки приложения. Все силы приводятся к точкам на оси вала и рассматривается изгиб вала в двух взаимно перпендикулярных плоскостях (Рис ).

3.2 Определение реакций опор и построение изгибающих моментов

Составляем расчетную схему вала и определяем усилия на зубьях колес:

на колесе 2: окружная сила

(Т2 рассчитан в п. 2.3.2 (1), d2 в п. 2.3.2 (2));

радиальная сила

, где

α – угол зацепления, α=200,

на шестерне 3:

Н

На основании принципа независимости действия сил и моментов рассмотрим отдельно изгиб вала и кручение. Так как на вал действует пространственная система сил, то ось вала изогнута и представляет собой пространственную кривую. Поэтому рассмотрим изгиб вала в двух взаимно перпендикулярных плоскостях – вертикальной и горизонтальной.

1). Рассмотрим вертикальную плоскость.

Изображаем вал в виде балки на двух опорах, с приложенными к ней силами в вертикальной плоскости (Рис.4.1 (в)). Составляем уравнение равновесия:

1)

,

 Скачать реферат