- •Введение.
- •1. Выбор двигателя и кинематический расчет привода.
- •2. Силовой расчет привода.
- •3. Выбор типа зубьев колес зубчатой передачи.
- •4. Выбор термообработки и материала для изготовления зубчатых колес и валов редуктора.
- •5. Выбор способа получения заготовок для зубчатых колес и валов редуктора.
- •6. Выбор степени точности изготовления зубчатых передач.
- •7. Выбор вида финишной операции получения зубьев колес.
- •8. Проектировочный расчет передачи редуктора.
- •8.1Определение ориентировочных допускаемых поверхностных контактных напряжений.
- •8.2 Проектировочный расчет конических колес по контактной выносливости рабочих поверхностей их зубьев.
- •9. Проверочный расчет зубьев на контактную.
- •9.1 Проверочный расчет конических колес на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев.
- •10. Проверочный расчет зубьев колес на усталостную прочность при изгибе.
- •10.1 Определение допускаемых напряжений изгиба, гарантирующих отсутствие зарождения в корне зуба усталостной трещины.
- •10.2 Проверочный расчет конических колес на изгибную выносливость их зубьев.
- •11 Проверочный расчет зубьев на отсутствие остаточных деформаций при действии пиковых нагрузок.
- •11.1 Определение допускаемых напряжений изгиба, гарантирующих отсутствие при перегрузках общих остаточных деформаций.
- •11.2 Проверочный расчет конической передачи на отсутствие хрупкого выламывания зубьев.
- •12. Геометрический расчет зацепления редуктора.
- •13. Определение усилий в зацеплении колес редуктора.
- •14. Выбор типа и способа смазывания зубчатых колес.
- •15. Выбор конструкции устройства для контроля уровней смазочного материала в корпусе редуктора.
- •16. Расчет ременной передачи.
- •16.1 Определяем исходные данные.
- •16.2 Выбор размера сечения назначенного ранее типа
- •16.3 Расчет фактического значения передаточного числа и скорости движения ремня.
- •16.4 Определение межосевого расстояния передачи.
- •16.5 Определение значения угла охвата ремнем малого шкива передачи.
- •16.6 Определение необходимого числа ремней в одном комплекте.
- •16.7 Расчет усилия, действующего на вал.
- •16.8 Определение прогнозируемой долговечности ремней.
- •16.9 Выбор вида натяжного устройства.
- •16.10 Определение стрелы провисания верхней ветви ремня.
- •16.11 Назначение материала и выбор конструкции шкивов
- •16.12 Определение исполнительных размеров шкивов.
- •17. Подбор муфты для соединения вала редуктора с приводным валом.
- •18. Определение диаметральных размеров каждого вала редуктора. Сдесь я закончил . Отсюда начинай.
- •18.1 Первый этап эскизной компоновки.
- •18.2 Определение диаметральных и осевых размеров вала, на котором располагается муфта.
- •18.3 Материал и термообработка валов проектирования передаточного механизма.
- •18.4 Вид заготовки для валов проектируемого передаточного
- •18.5.Определение опорных реакций и построение эпюр внутренних силовых факторов вала, имеющего входной участок, на котором располагается шкив.
- •18.6 Проектировочный прочностной расчет.
- •19.Подбор подшипников для валов редуктора.
- •19.1 Выбор типа подшипников.
- •19.2 Выбор схемы установки подшипников в опорных узлах валов редуктора.
- •19.3 Подбор подшипников для быстроходного вала редуктора.
- •20. Выбор смазки подшипников валов редуктора.
- •21. Выбор уплотнений валов редуктора.
- •22. Расчет подшипниковых крышек корпуса редуктора.
- •23. Выбор конфигурации и определение размеров основных элементов зубчатых колес.
- •24. Подбор посадок основных деталей редуктора.
- •25. Выбор и расчет соединений каждого вала редуктора с размещаемыми на нем деталями передач.
- •25.2Расчет соединения с гарантированным натягом колеса на тихоходном валу.
- •26. Выбор типа корпуса редуктора и определение размеров основных его элементов/
- •27. Выбор вида основания для совместной с двигателем установки редуктора и определение его основных размеров
- •28. Список использованной литературы.
25.2Расчет соединения с гарантированным натягом колеса на тихоходном валу.
Этот вид соединений относят к фрикционным соединениям, т.к. они передают рабочие нагрузки только за счет сил трения, возникающих на сопряженных поверхностях. Требуемое для этого нормальное давление между сопряженными поверхностями создается силами упругих деформаций соединяемых деталей. Для получения необходимых упругих деформаций соединяемых деталей используют посадки с гарантируемым натягом.
За счет натяга соединяют детали по цилиндрической, конической, призматической и др. поверхности. Преимущественное применение получили соединения по цилиндрической поверхности. Их осуществляют по посадкам: H7/r6; H7/z6; H7/s6; H7/t7; H7/u7 и т.д. Они наиболее технологичны по сравнению с другими видами посадочных поверхностей.
Посадки с гарантированным натягом обеспечивают высокую степень центрирования соединяемых деталей и их работу как единой детали. Это позволяет соединению воспринимать значительные, в том числе и ударные, произвольно направленные нагрузки, без дополнительных соединительных деталей (шпонок, затяжных гаек и др.).
Назначаем величину параметра Ra, мкм, посадочных отверстий вала и колеса. Обычно при осуществлении посадок с гарантированным натягом рекомендуется [7, табл.22.2] назначать для поверхности вала Ra1=0.8 мкм, а для поверхности отверстия Ra2=1.6 мкм.
Определяем величину опрокидывающего момента , , действующего на соединение при его пиковом нагружении:
(25.4)
Вычисляем необходимое (по условию сохранения неподвижности соединённых деталей при действии комбинированной нагрузки) значение p, МПа, посадочного давления:
(25.5)
Рассчитываем максимальное значение p1, МПа, давления, возникающего в соединении от опрокидывающего момента и сравниваем его с величиной давления p:
, (25.6)
т. к. p1>p, то в этом случае возможно рыскрытие стыка соединенных деталей, что недопустимо.Для предотвращения раскрытия посадочное давление рекомендуется счетать по формуле:
Вычисляем номинальное значение натяга N, мкм:
, (25.7)
где (25.8)
.
Определяем поправку U, мкм, учитывающий ослабление натяга вследствие обмятия и среза микронеровностей сопрягаемых поверхностей, возникающих при сборке соединения:
.
Температурная деформация , мкм, соединённых деталей, ослабляющая натяг, равна 0, т. к. колесо и вал сделаны из стали и имеют равные коэффициенты линейного расширения.
Определяем минимальный натяг , мкм, необходимый для обеспечения неподвижности соединённых деталей в процессе эксплуатации этого соединения:
. (25.9)
Определяем максимальное значение давления , МПа, допускаемое прочностью колеса:
, (25.10)
.
Определяем максимальное значение давлений , МПа, возникающих в сопряжении соединённых деталей под действием воспринимаемых нагрузок:
. (25.11)
Вычисляем максимальную деформацию , мкм, допускаемую прочностью соединяемых деталей:
. (25.12)
Определяем максимальный натяг , мкм, допускаемый прочностью соединяемых деталей:
.(25.13)
Выбираем (по табл. 6.3 [5, с. 84]) такую посадку, вероятные натяги которой и удовлетворяют следующим условиям:
Выбираем посадку , имеющую .
Рассчитываем необходимое усилие пресса:
. (25.14)
Усилие запрессовки , необходимое для осуществления выбранной посадки, составляет:
, (25.15)
, (25.16)
,
.
В мелкосерийном производстве нет оборудования что бы спресовать эти детали.
Температурная сборка:
1.Нагреваем ступицы
)>
,где
Z=10
)>
128>68
Из расчет следует , что надо нагревать ступицу.В мелкосерийном производстве обородувание позволяет производить нагревание до 200 градусов