МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ
Воронезького державного ТЕХНІЧНИЙ УНІВЕРСИТЕТ
КАФЕДРА РЕУС
КУРСОВИЙ ПРОЕКТ
Розрахунково-пояснювальна записка до механізму зубчастої передачі.
Керівник: Андрєєв І.В.
Студент
Спеціальність: Проектування та технологія РЕЗ
Група РК-051
Нормоконтроль
Захищений
Оцінка
Воронеж 2007 р .
Зміст
1. Аналіз технічного завдання 3
2. Опис зовнішнього вигляду механізму 4
3. Кінематичний розрахунок 5
4. Розрахунок геометрії передачі та її деталей 6
5. Силовий розрахунок механізму 8
6. Розрахунок зачеплення на міцність 9
7. Розрахунок міцності одного з валів механізму 12
8. Вибір конструкційних матеріалів 14
9. Опис конструкції механізму 15
Список використовуваної літератури 16
Програми
Введення
Зубчасті передачі є найбільш поширеними вузлами приводів в радіоелектронній апаратурі. Ці механізми призначені для передачі і перетворення обертального руху ведучого ланки, наприклад, валу електродвигуна, в необхідне обертальний або поступальний рух веденого ланки. При цьому вони мають досить високими коефіцієнтами корисної дії й відносно невеликими габаритами.
У залежності від розташування зубів щодо твірної початкового діаметра циліндра передачі поділяються на прямозубі, косозубі, шевронні і з криволінійними зубами.
Зачеплення зубчастих коліс може бути внутрішнім, рейковим і зовнішнім. Останній вид зачеплення найбільш вживаємо.
Вибір того чи іншого виду зубчастої передачі обумовлений загальною схемою механізму, а так само технологічними і економічними особливостями виготовлення механізму, а так само умовами, в яких буде працювати майбутній механізм.
Тому питання практичного проектування зубчастих передач є досить актуальним у сучасній радіоелектронної промисловості.
2. Аналіз технічного завдання
Технічне завдання являє з себе завдання на розрахунок параметрів зубчастої передачі з метою перевірки її працездатності в даних експлуатаційних умовах.
Для виполнеія завдання необхідно розташовувати даними по використовуються, і засобами для проведення розрахунків. В якості джерел даних за матеріалами використані книги (див. Список літератури), обчислення проводяться за допомогою персонального комп'ютера.
Також для повного виконання завдання необхідно мати доступ до розглянутого механізму, щоб отримати дані щодо його фактичним характеристикам (розмірами, масі і т.п.).
1. Опис зовнішнього вигляду механізму.
Даний механізм, кінематична схема якого представлена на рисунку 1, є механізмом настроювання передавальної апаратури.
Крутний момент Т 1 £ 0.4 Н · мм прикладається до колеса 1. З колеса 2 знімається крутний момент Т 2 і передається далі до інших елементів механізму настройки.
Механізм являє собою систему з двох зубчастих коліс з послідовним зачепленням. Зачеплення коліс зовнішнє. Колеса закріплені на сталевих валах за допомогою настановних гвинтів М2, 5х4 ГОСТ 1479-75 і виготовлені з алюмінію марки АЛ-9 ГОСТ 2635-75. Вали виготовлені зі сталі марки 40 ГОСТ 1050-74 і закріплені в корпусі з латуні АС59-1 ГОСТ 15527-70. Поздовжні переміщення валів і зубчастих коліс на них запобігти за допомогою стопорних шайб.
Кінематичний розрахунок
Кінематичний розрахунок механізму включає в себе визначення передатного відношення i 12 для зубчастої передачі і наступне визначення їх передавального числа.
У даному випадку схема механізму має вигляд, представлений на малюнку 1. Механізм складається з двох зубчастих коліс, які входять у зовнішнє зачеплення один з одним.
Число зубів ведучого колеса Z 1 = 20
Кількість зубів веденого колеса Z 2 = 48
Крутний момент T 1 = 1 H · мм прикладений до колеса 1.
Передаточне відношення:
Підставляючи Z 1 і Z 2, отримуємо:
Передаточне число u = | i 12 | = 2,4
Розрахунок геометрії передачі та її деталей.
У механізмах РЕЗ найбільш поширені евольвентні зубчасті передачі. Менше зубчасте колесо називають шестернею, а більше - колесом. Зачеплення зубчастих коліс кінематично можна представити як кочення без ковзання двох циліндрів діаметрами d w1 і d w2, званих початковими, для передач без зміщення вони збігаються з ділильними d 1 і d 2.
Положення ліній зачеплення, тобто траєкторії спільної точки контакту зубів при її русі щодо нерухомого ланки зубчастої передачі, визначається кутом зачеплення a w (ГОСТ 16530-70). Для передач з нульовим зачепленням a w = 20 °.
Розрахунок геометрії передачі включає в себе визначення кроку і модуля передачі, ділильних (початкових) діаметрів коліс, діаметрів вершин, діаметрів западин, міжосьової відстані та ширини вінця зубчастого колеса.
1) Підсилювач:
Крок P = 3,6 мм.;
2) Модуль зубчастого колеса:
3) Початкові (ділильні) діаметри коліс:
d w1 = d 1 = m ∙ Z 1 = 1,125 * 20 = 22,5 мм (3)
d w2 = d 2 = m ∙ Z 2 = 1,125 * 48 = 54 мм
4) діаметри вершини зубів рівні:
Висота зуба h = h a + h f, де h a - висота ніжки зуба, h f - висота головки зуба, які обчислюють за формулами: h a = h a * · m, h f = (h a * + C *) · m, де h a * - коефіцієнт висоти головки зубa, З * - коефіцієнт радіального зазору. За ГОСТ 16532-70 h a * = 1, тоді C * = 0.25.
h a = 1.1, 125 = 1,125 мм, h f = (1 +0.25) · 1,125 = 1,4 мм, висота зуба h = 2,525 мм.
4) Діаметри западин:
d f1 = m ∙ (Z 1 -2,5) = 1.125 * (20-2.5) = 19,7 мм (5)
d f2 = m ∙ (Z 1 -2,5) = 1.125 * (48-2.5) = 51,2 мм (6)
5) Міжосьова відстань:
a w = 0.5 ∙ m ∙ (Z 1 + Z 2) = 0,5 * 1,125 * (20 +48) = 38,25 мм (7)
6) Ширина вінця зубчастого колеса b w = a w ∙ φ ВА,
Де φ ВА - коефіцієнт ширини вінця, φ ВА = 0,05
b w = 38,25 ∙ 0,05 = 1,9 мм.
Силовий розрахунок
Крутний момент на відомому валу розраховується за формулою:
T 2 = T 1 ∙ i 12 ∙ η (8)
Десь 1 - крутний момент на ведучому валу, η - ККД механізму, i 12 - передавальне відношення механізму.
ККД механізму:
де
Підставляючи F t = 3H, отримуємо
f = 0,05 - коефіцієнт тертя ковзання
F n - сила нормального тиску, її складові:
F t <30,0 Н - окружна сила, F r - радіальна сила, що визначаються за формулами:
де a w = 20 ° - кут обхвату;
Крутний момент на ведучому валу Т 1 = 1 Н · мм
Крутний момент на відомому валу Т 2 = η · T 1 · i 12 = 2,35 Н · мм
Окpужная сила F t = 0,087 Н
Радіальна сила F r = 0,031 H
Сила нормального тиску F n = 0,092 М.
Розрахунок зачеплення на міцність
Для зубчастих передач розрахунок зачеплення на міцність зводиться до перевірки умови контактної міцності та умови згинальної міцності зубів.
Умова контактної міцності зубів має наступний вигляд:
де:
T 1 = 1 H · мм - крутний момент, прикладений до колеса;
a w = 38,25 мм - міжосьова відстань;
u = 2,4 - передавальне відношення пари коліс;
b = 1,9 мм - ширина вінця зубчастого колеса;
K HV = 1.25 - коефіцієнт навантаження, що враховує додаткові динамічні навантаження;
K HB = 1 - коефіцієнт навантаження, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині зубчастого вінця
[S n] - допустиме контактне напруження, однакову [s n] = 0,9 s в, s в - межа міцності на розтяг. У даному випадку s в = 275 МПа і [s n] = 0,9 · 275 = 248 МПа
Розрахунок буде проводитись для першого колеса, так як воно відчуває найбільше навантаження.
Перед тим, як приступити до перевірки умови контактної міцності, необхідно спочатку перевірити умову:
де:
u = 2,4 - передавальне відношення,
T 1 = 1 H · мм - крутний момент
K HB = 1 - коефіцієнт навантаження, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині зубчастого вінця
K HV = 1.25 - коефіцієнт навантаження, що враховує додаткові динамічні навантаження;
j ba = 0.05 - коефіцієнт ширини зубчастого вінця
- Наведений модуль пружності
Оскільки колеса однакові і виготовлені з одного матеріалу, буде
Е пр =
Обчислюємо міжосьова відстань за формулою:
Підставляючи u = 2,4, T 1 = 1 Н · мм, K HB = 1, K HV = 1.25, Е пр = 7.294 · 10 4, одержуємо
а w хв = мм
а w> a wмін - умова виконується.
Обчислюємо контактне напруження за формулою (11)
s n = МПа
s n <[s n] - умова міцності виконується.
Умова згинальної міцності зубів визначається напругою вигину в небезпечному перерізі. Умова згинальної міцності має вигляд:
де
Y f - коефіцієнт форми зуба;
F t - крутний момент;
[S f] - допустиме згинальної напруга, що визначається за формулою [s f] = 0,2 s в,
[S f] = 0,2 · 275 = 55 МПа
Підставляючи Y f = 3,7 F t = 0,4 H b = 1 мм m = 0.5 K fB = 1 K fv = 1.4 [s f] = 55 МПа, отримуємо
s f = МПа
s f <[s f] - умова згинальної міцності виконується.
Необхідно перевірити умова відповідності модуля передачі навантаженні за формулою:
Підставляючи T 1 = 1 H · мм, u = 2,4, a w = 20 мм, b = 1 мм, [s f] = 55 МПа, отримуємо:
m³
m = 0.5 - умова відповідності модуля виконується.
На підставі вище наведених розрахунків можна зробити висновок, що матеріал і геометричні розміри зубчастих коліс в цілому повністю задовольняють умовам міцності та умовам експлуатації, наведених у технічному завданні.
7. Розрахунок міцності одного з валів механізму.
Розрахунок міцності проведемо для валу першого колеса, так як він відчуває найбільший крутний момент. У даному випадку вал можна представити у вигляді консольно закріпленої балки. Тоді вплив колеса на вал можна представити у вигляді сили F = m · g ·, де m = 0,02 кг - маса колеса, g = 9,8 м / с 2 - прискорення вільного падіння. Тоді сила F = m · g = 0.02 · 9.8 = 0.196 Н і навантаження балки можна представити схемою (Малюнок 2).
У випадку консольного закріплення вала найбільший вплив на нього робить
згинальний момент сили FM u = F · L. У даному випадку умова міцності вала буде виглядати наступним чином:
де: s і - розрахункове напруження згину,
М і = F · L - розрахунковий згинальний момент,
L = 19 мм = 0.019 м
М і = 0,196 · 0,019 = 0,004
d = 6 мм - діаметр валу в небезпечному перерізі,
[S і] - допустиме напруження згину, рівне для сталі 40-60 МПа.
s і <<40-60МПа
Отже, умова міцності виконується, тобто матеріал вала, і діаметр валу обрані правильно.
Вибір конструкційних матеріалів
Вибір конструкційних матеріалів механізму здійснюється з міркувань забезпечення необхідної механічної міцності при роботі в умовах з ударними навантаженнями не більше 2g, частоті вібрацій 20-120 Гц, вологості 90% при температурі 313-333 ° К.
В якості матеріалу зубчастих коліс обраний алюміній марки АЛ-9 ГОСТ 2635-75 має s в = 275 МПа і E = 0,65 · 10 5, оскільки параметри цього матеріалу повністю задовольняють всім умовам міцності і він володіє хорошими антифрикційними властивостями і достатньою в даних кліматичних умовах антикорозійного стійкістю.
Як матеріал корпусу обрана латунь ЛС-59-1 ГОСТ 15527-70 має s в = 200 МПа і E = 0,93 · 10 5 через її корозійної стійкості і достатньою жорсткістю корпусу як несучої кострукції. А так само використання латуні в якості матеріалу корпусу дозволило обійтися без використання підшипників кочення (кулькових), це дещо спрощує і здешевлює конструкцію механізму в цілому.
Як матеріал валів зубчастих коліс обрана сталь ГОСТ 1050-74, так як цей матеріал повністю задовольняє умовам міцності валів при роботі механізму в умовах механічних навантажень, передбачених технічним завданням.
Опис конструкції механізму.
Конструкція даного механізму представляє собою зубчасту передачу, що складається з двох зубчастих коліс з зовнішнім зачепленням.
Корпус механізму поз 1 (див. Сборчний креслення) має два ітверстія діаметром 6 мм . У цих отворах консольно кріпляться вали поз 3. Також в корпусі є і інші отвори.
На валах поз 3 з зазором посаджені шестерні поз 2. їх жорстке з'єднання з валами забезпечується за допомогою настановних гвинтів з плоскими кінцями М2, 5х4 ГОСТ 1479-75 поз 5.
Шестерні виготовлені зі сплаву АЛ-9 ГОСТ 2635-75. Осьовий кріплення валів поз 3 в корпусі поз 1 здійснюється за допомогою спеціальних стопорних шайб ГОСТ6515-78 поз 4.
Список використаної літератури
1. Розрахунок і конструювання механізмів РЕЗ. Методичні вказівки до виконання самостійної роботи по курсовому проектуванню з дисципліни "Прикладна механіка" для студентів спеціальності 200800. І. В. Андрєєв, Воронеж, ВДТУ, 1997р., 44с.
2. Красновський Є. Я, Дружиніна Ю. А, Філатова Є. М. "Розрахунок і конструювання механізмів приладів і обчислювальних систем"., М: "Вища школа", 1983р., 422с.
3. Черкілевскій Д. В. "Курсове проектування машин і механізмів"., М: "Вища школа", 1980р., 236с.
Воронезького державного ТЕХНІЧНИЙ УНІВЕРСИТЕТ
КАФЕДРА РЕУС
КУРСОВИЙ ПРОЕКТ
Розрахунково-пояснювальна записка до механізму зубчастої передачі.
Керівник: Андрєєв І.В.
Студент
Спеціальність: Проектування та технологія РЕЗ
Група РК-051
Нормоконтроль
Захищений
Оцінка
Воронеж
Зміст
1. Аналіз технічного завдання 3
2. Опис зовнішнього вигляду механізму 4
3. Кінематичний розрахунок 5
4. Розрахунок геометрії передачі та її деталей 6
5. Силовий розрахунок механізму 8
6. Розрахунок зачеплення на міцність 9
7. Розрахунок міцності одного з валів механізму 12
8. Вибір конструкційних матеріалів 14
9. Опис конструкції механізму 15
Список використовуваної літератури 16
Програми
Введення
Зубчасті передачі є найбільш поширеними вузлами приводів в радіоелектронній апаратурі. Ці механізми призначені для передачі і перетворення обертального руху ведучого ланки, наприклад, валу електродвигуна, в необхідне обертальний або поступальний рух веденого ланки. При цьому вони мають досить високими коефіцієнтами корисної дії й відносно невеликими габаритами.
У залежності від розташування зубів щодо твірної початкового діаметра циліндра передачі поділяються на прямозубі, косозубі, шевронні і з криволінійними зубами.
Зачеплення зубчастих коліс може бути внутрішнім, рейковим і зовнішнім. Останній вид зачеплення найбільш вживаємо.
Вибір того чи іншого виду зубчастої передачі обумовлений загальною схемою механізму, а так само технологічними і економічними особливостями виготовлення механізму, а так само умовами, в яких буде працювати майбутній механізм.
Тому питання практичного проектування зубчастих передач є досить актуальним у сучасній радіоелектронної промисловості.
2. Аналіз технічного завдання
Технічне завдання являє з себе завдання на розрахунок параметрів зубчастої передачі з метою перевірки її працездатності в даних експлуатаційних умовах.
Для виполнеія завдання необхідно розташовувати даними по використовуються, і засобами для проведення розрахунків. В якості джерел даних за матеріалами використані книги (див. Список літератури), обчислення проводяться за допомогою персонального комп'ютера.
Також для повного виконання завдання необхідно мати доступ до розглянутого механізму, щоб отримати дані щодо його фактичним характеристикам (розмірами, масі і т.п.).
1. Опис зовнішнього вигляду механізму.
Даний механізм, кінематична схема якого представлена на рисунку 1, є механізмом настроювання передавальної апаратури.
Рис 1.Кінематіческая схема зубчастої передачі |
Крутний момент Т 1 £ 0.4 Н · мм прикладається до колеса 1. З колеса 2 знімається крутний момент Т 2 і передається далі до інших елементів механізму настройки.
Механізм являє собою систему з двох зубчастих коліс з послідовним зачепленням. Зачеплення коліс зовнішнє. Колеса закріплені на сталевих валах за допомогою настановних гвинтів М2, 5х4 ГОСТ 1479-75 і виготовлені з алюмінію марки АЛ-9 ГОСТ 2635-75. Вали виготовлені зі сталі марки 40 ГОСТ 1050-74 і закріплені в корпусі з латуні АС59-1 ГОСТ 15527-70. Поздовжні переміщення валів і зубчастих коліс на них запобігти за допомогою стопорних шайб.
Кінематичний розрахунок
Кінематичний розрахунок механізму включає в себе визначення передатного відношення i 12 для зубчастої передачі і наступне визначення їх передавального числа.
У даному випадку схема механізму має вигляд, представлений на малюнку 1. Механізм складається з двох зубчастих коліс, які входять у зовнішнє зачеплення один з одним.
Число зубів ведучого колеса Z 1 = 20
Кількість зубів веденого колеса Z 2 = 48
Крутний момент T 1 = 1 H · мм прикладений до колеса 1.
Передаточне відношення:
Підставляючи Z 1 і Z 2, отримуємо:
Передаточне число u = | i 12 | = 2,4
Розрахунок геометрії передачі та її деталей.
У механізмах РЕЗ найбільш поширені евольвентні зубчасті передачі. Менше зубчасте колесо називають шестернею, а більше - колесом. Зачеплення зубчастих коліс кінематично можна представити як кочення без ковзання двох циліндрів діаметрами d w1 і d w2, званих початковими, для передач без зміщення вони збігаються з ділильними d 1 і d 2.
Положення ліній зачеплення, тобто траєкторії спільної точки контакту зубів при її русі щодо нерухомого ланки зубчастої передачі, визначається кутом зачеплення a w (ГОСТ 16530-70). Для передач з нульовим зачепленням a w = 20 °.
Розрахунок геометрії передачі включає в себе визначення кроку і модуля передачі, ділильних (початкових) діаметрів коліс, діаметрів вершин, діаметрів западин, міжосьової відстані та ширини вінця зубчастого колеса.
1) Підсилювач:
Крок P = 3,6 мм.;
2) Модуль зубчастого колеса:
3) Початкові (ділильні) діаметри коліс:
d w1 = d 1 = m ∙ Z 1 = 1,125 * 20 = 22,5 мм (3)
d w2 = d 2 = m ∙ Z 2 = 1,125 * 48 = 54 мм
4) діаметри вершини зубів рівні:
Висота зуба h = h a + h f, де h a - висота ніжки зуба, h f - висота головки зуба, які обчислюють за формулами: h a = h a * · m, h f = (h a * + C *) · m, де h a * - коефіцієнт висоти головки зубa, З * - коефіцієнт радіального зазору. За ГОСТ 16532-70 h a * = 1, тоді C * = 0.25.
h a = 1.1, 125 = 1,125 мм, h f = (1 +0.25) · 1,125 = 1,4 мм, висота зуба h = 2,525 мм.
4) Діаметри западин:
d f1 = m ∙ (Z 1 -2,5) = 1.125 * (20-2.5) = 19,7 мм (5)
d f2 = m ∙ (Z 1 -2,5) = 1.125 * (48-2.5) = 51,2 мм (6)
5) Міжосьова відстань:
a w = 0.5 ∙ m ∙ (Z 1 + Z 2) = 0,5 * 1,125 * (20 +48) = 38,25 мм (7)
6) Ширина вінця зубчастого колеса b w = a w ∙ φ ВА,
Де φ ВА - коефіцієнт ширини вінця, φ ВА = 0,05
b w = 38,25 ∙ 0,05 = 1,9 мм.
Силовий розрахунок
Крутний момент на відомому валу розраховується за формулою:
T 2 = T 1 ∙ i 12 ∙ η (8)
Десь 1 - крутний момент на ведучому валу, η - ККД механізму, i 12 - передавальне відношення механізму.
ККД механізму:
де
Підставляючи F t = 3H, отримуємо
f = 0,05 - коефіцієнт тертя ковзання
F n - сила нормального тиску, її складові:
F t <30,0 Н - окружна сила, F r - радіальна сила, що визначаються за формулами:
де a w = 20 ° - кут обхвату;
Крутний момент на ведучому валу Т 1 = 1 Н · мм
Крутний момент на відомому валу Т 2 = η · T 1 · i 12 = 2,35 Н · мм
Окpужная сила F t = 0,087 Н
Радіальна сила F r = 0,031 H
Сила нормального тиску F n = 0,092 М.
Розрахунок зачеплення на міцність
Для зубчастих передач розрахунок зачеплення на міцність зводиться до перевірки умови контактної міцності та умови згинальної міцності зубів.
Умова контактної міцності зубів має наступний вигляд:
де:
T 1 = 1 H · мм - крутний момент, прикладений до колеса;
a w = 38,25 мм - міжосьова відстань;
u = 2,4 - передавальне відношення пари коліс;
b = 1,9 мм - ширина вінця зубчастого колеса;
K HV = 1.25 - коефіцієнт навантаження, що враховує додаткові динамічні навантаження;
K HB = 1 - коефіцієнт навантаження, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині зубчастого вінця
[S n] - допустиме контактне напруження, однакову [s n] = 0,9 s в, s в - межа міцності на розтяг. У даному випадку s в = 275 МПа і [s n] = 0,9 · 275 = 248 МПа
Розрахунок буде проводитись для першого колеса, так як воно відчуває найбільше навантаження.
Перед тим, як приступити до перевірки умови контактної міцності, необхідно спочатку перевірити умову:
де:
u = 2,4 - передавальне відношення,
T 1 = 1 H · мм - крутний момент
K HB = 1 - коефіцієнт навантаження, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині зубчастого вінця
K HV = 1.25 - коефіцієнт навантаження, що враховує додаткові динамічні навантаження;
j ba = 0.05 - коефіцієнт ширини зубчастого вінця
- Наведений модуль пружності
Оскільки колеса однакові і виготовлені з одного матеріалу, буде
Обчислюємо міжосьова відстань за формулою:
Підставляючи u = 2,4, T 1 = 1 Н · мм, K HB = 1, K HV = 1.25, Е пр = 7.294 · 10 4, одержуємо
а w> a wмін - умова виконується.
s n = МПа
s n <[s n] - умова міцності виконується.
Умова згинальної міцності зубів визначається напругою вигину в небезпечному перерізі. Умова згинальної міцності має вигляд:
де
Y f - коефіцієнт форми зуба;
F t - крутний момент;
[S f] - допустиме згинальної напруга, що визначається за формулою [s f] = 0,2 s в,
[S f] = 0,2 · 275 = 55 МПа
Підставляючи Y f = 3,7 F t = 0,4 H b = 1 мм m = 0.5 K fB = 1 K fv = 1.4 [s f] = 55 МПа, отримуємо
s f = МПа
s f <[s f] - умова згинальної міцності виконується.
Необхідно перевірити умова відповідності модуля передачі навантаженні за формулою:
Підставляючи T 1 = 1 H · мм, u = 2,4, a w = 20 мм, b = 1 мм, [s f] = 55 МПа, отримуємо:
m³
m = 0.5 - умова відповідності модуля виконується.
На підставі вище наведених розрахунків можна зробити висновок, що матеріал і геометричні розміри зубчастих коліс в цілому повністю задовольняють умовам міцності та умовам експлуатації, наведених у технічному завданні.
7. Розрахунок міцності одного з валів механізму.
Розрахунок міцності проведемо для валу першого колеса, так як він відчуває найбільший крутний момент. У даному випадку вал можна представити у вигляді консольно закріпленої балки. Тоді вплив колеса на вал можна представити у вигляді сили F = m · g ·, де m = 0,02 кг - маса колеса, g = 9,8 м / с 2 - прискорення вільного падіння. Тоді сила F = m · g = 0.02 · 9.8 = 0.196 Н і навантаження балки можна представити схемою (Малюнок 2).
- |
- |
Х |
Х |
F = m · g |
L |
M u = F · L |
Q = F |
У випадку консольного закріплення вала найбільший вплив на нього робить
Малюнок 2. Схема навантаження вала й епюри згинального моменту М і і поперечної сили Q. |
згинальний момент сили FM u = F · L. У даному випадку умова міцності вала буде виглядати наступним чином:
де: s і - розрахункове напруження згину,
М і = F · L - розрахунковий згинальний момент,
L = 19 мм = 0.019 м
М і = 0,196 · 0,019 = 0,004
d = 6 мм - діаметр валу в небезпечному перерізі,
[S і] - допустиме напруження згину, рівне для сталі 40-60 МПа.
s і <<40-60МПа
Отже, умова міцності виконується, тобто матеріал вала, і діаметр валу обрані правильно.
Вибір конструкційних матеріалів
Вибір конструкційних матеріалів механізму здійснюється з міркувань забезпечення необхідної механічної міцності при роботі в умовах з ударними навантаженнями не більше 2g, частоті вібрацій 20-120 Гц, вологості 90% при температурі 313-333 ° К.
В якості матеріалу зубчастих коліс обраний алюміній марки АЛ-9 ГОСТ 2635-75 має s в = 275 МПа і E = 0,65 · 10 5, оскільки параметри цього матеріалу повністю задовольняють всім умовам міцності і він володіє хорошими антифрикційними властивостями і достатньою в даних кліматичних умовах антикорозійного стійкістю.
Як матеріал корпусу обрана латунь ЛС-59-1 ГОСТ 15527-70 має s в = 200 МПа і E = 0,93 · 10 5 через її корозійної стійкості і достатньою жорсткістю корпусу як несучої кострукції. А так само використання латуні в якості матеріалу корпусу дозволило обійтися без використання підшипників кочення (кулькових), це дещо спрощує і здешевлює конструкцію механізму в цілому.
Як матеріал валів зубчастих коліс обрана сталь ГОСТ 1050-74, так як цей матеріал повністю задовольняє умовам міцності валів при роботі механізму в умовах механічних навантажень, передбачених технічним завданням.
Опис конструкції механізму.
Конструкція даного механізму представляє собою зубчасту передачу, що складається з двох зубчастих коліс з зовнішнім зачепленням.
Корпус механізму поз 1 (див. Сборчний креслення) має два ітверстія діаметром
На валах поз 3 з зазором посаджені шестерні поз 2. їх жорстке з'єднання з валами забезпечується за допомогою настановних гвинтів з плоскими кінцями М2, 5х4 ГОСТ 1479-75 поз 5.
Шестерні виготовлені зі сплаву АЛ-9 ГОСТ 2635-75. Осьовий кріплення валів поз 3 в корпусі поз 1 здійснюється за допомогою спеціальних стопорних шайб ГОСТ6515-78 поз 4.
Список використаної літератури
1. Розрахунок і конструювання механізмів РЕЗ. Методичні вказівки до виконання самостійної роботи по курсовому проектуванню з дисципліни "Прикладна механіка" для студентів спеціальності 200800. І. В. Андрєєв, Воронеж, ВДТУ, 1997р., 44с.
2. Красновський Є. Я, Дружиніна Ю. А, Філатова Є. М. "Розрахунок і конструювання механізмів приладів і обчислювальних систем"., М: "Вища школа", 1983р., 422с.
3. Черкілевскій Д. В. "Курсове проектування машин і механізмів"., М: "Вища школа", 1980р., 236с.