Предыдущая страница реферата | 7  8  9  10  11  12  13  14  15  16  17 | Следующая страница реферата

Шлицевые соединения реагируют на снятие :
? =2Т/(dc ? z ? h ? l ? ?) ?[?см] ; где ?см - расчетное напряжение снятия на рабочих поверхностях шлицев;
Т - расчетный передаваемый вращающий момент, Т = 65 Н?м; dc – средний диаметр шлицевого соединения, для шлицев треугольного профиля dc=d?=m?z ; h – высота поверхности контакта шлицев, для принятого соединения h= Dв - da / z ; da – номинальный внутренний диаметр отверстия в ступице; Dв – наружный диаметр зубьев вала ;
? = 0,75 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между шлицами ; l – длина поверхности контакта шлицев, принимаемая равной длине ступицы;
[?см] – допускаемое напряжение на смятие материала вала или ступицы, для неподвижного соединения без термической обработки шлицев при изготовлении вала и ступицы из среднеуглеродистых сталей величина
[?см] = 100 … 110МПа для среднего режима работы , при легком режиме работы значения этих напряжений увеличивают на 25 … 40% ,при тяжелом режиме их необходимо снизить на 35 … 50%.

Возвратные пружины предназначены для возврата педалей в исходное положение после снятия с них нагрузки. При нажатии на дополнительную педаль в обычном режиме необходимо усилие 5 …10кГ ,это складывается из усилия, идущего на перемещение основных педалей тормоза или сцепления и усилия на дополнительное закручивание возвратной пружины. В конце хода дополнительной педали это усилие достигает максимальной величины. При проектировании возвратных пружин принимают , что на дополнительное закручивание пружины расходуется 20 …30% энергии. Для дальнейшего расчета принимаем, что25% от усилия ноги на педаль идет на дополнительное закручивание пружины, обозначим через Fпр эту часть усилия ноги.

Fпр = 0,25F = 0,25 ? 19 = 2,5 кГс = 25 Н
Вращающий момент ,который дополнительно закручивает возвратную пружину:

Тпр = Fпр ? L = 25 ? 0,28 = 7 Н?м

4.2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ВАЛА.

Вал предназначен для передачи вращающего момента от дополнительных педалей сцепления и тормоза к основным.

Валы предназначены для передачи вращающего момента и поддержания деталей на них, в отличие от оси, которая вращающий момент не передаёт.
Валы работают на кручение и изгиб, оси только на изгиб.

При проектном расчете вала известны :

- крутящий момент Т или мощность Р ;

- частота вращения n ;

- нагрузка и размеры основных деталей, расположенных на валу
(например, зубчатых колёс ,а в данном случае дополнительных педалей).
Требуется определить размеры и материал вала.

Валы рассчитывают на прочность, жесткость и колебания. Основной расчетной нагрузкой являются моменты Т и М , вызывающие кручение и изгиб.
Влияние сжимающих или растягивающих сил обычно мало и не учитывается.
Расчет осей является частным случаем расчета валов при Т = 0.

Для выполнения расчета вала необходимо знать его конструкцию (места приложения нагрузки, расположения опор и т.п) В то же время разработка конструкции вала невозможна без хотя бы приближенной оценки его диаметра.
На практике обычно используют следующий порядок проектного расчета вала:

Предварительно оценивают средний диаметр вала из расчета на кручение при пониженных допускаемых напряжениях : d =3? (T/ (0,2[?]))
Обычно принимают [?] = ( 20 … 30 )МПа
Требуемый диаметр вала: d ? 3?(65?103 / (0,2 ? 25)) = 23,513мм
Окончательный диаметр вала будет установлен при расчете шлицевого соединения.
Проектный расчет вала. d?23,513мм

4.3. РАСЧЕТ ШЛИЦЕВОГО СОЕДИНЕНИЯ.

Задаемся для шлицевого соединения прямоугольного профиля числом зубьев z = 36 ,так как наименьший диаметр вала должен быть больше или в крайнем случае равен 23,513мм; то номинальный внутренний диаметр отверстия в ступице должен быть около 24мм , а средний или делительный диаметры шлицов будут лежать в пределах dср?d?=24,5 … 25,5мм при модулях m=0,2 … 1,5мм принятых для шлицев треугольного профиля по нормам автомобильной и тракторной промышленности.

Требуемый модуль для шлицев m=d? /z=(24,5 … 25,5)/36=0,68 … 0,708мм

Принимаем для шлицевого соединения стандартный модуль m=0,7мм.
Номинальный делительный диаметр шлицов – зубьев треугольного профиля d? =m·z=0,7 · 36=25,2

Угол впадин по нормам принимают d?b=90є ,так как передача вращения осуществляется боковыми гранями шлицов ,по которым происходит центрирование соединения, угол вершин зубьев по нормалям следует принять 2?=80є .

Шаг зацепления:

Pt= ?·m = 3.14·0,7 =2,199мм
Толщина зуба (шлица) по делительному диаметру при 2?=80є

St=(Pt ·2?)/(2?b+2?)=(2,199 ·80є)/(90є+80є)=1,0218мм
Ширину впадины втулки по делительному диаметру

Lt= PT - St = 2,199 – 1,0218 = 1.177мм
Диаметр впадин зубьев во втулке dа2=d?+1,6m=25,2+(1,6 · 0,7)=26.31мм
Диаметр вершин зубьев вала da1=d? +1,25m=25,2+(1,25·0,7)=26,05мм
Радиальный зазор между вершиной зуба и впадиной втулки c1=0,5(dа2-dа1)=0,5(21,31-26,05)=0,13мм
Требование c?0,2m=0,2·0,7=0,14мм выполнено.
Диаметр впадин зубьев (шлицов) у вала df z=d?-1,8m=25,2-1,8?0,7=23,917мм
Диаметр вершин зубьев у втулки df 2=d?-1,5m=25,2-1,5?0,7=24,15мм
Радиальный зазор между вершенной зуба втулки и впадиной вала c2=0,5(df 2-df 1)=0,5(24,15-23,9)=0,125мм

Уточняем средний расчетный диаметр зуба dср=(da1 -da2)/2=(26,05+24,15)/2=25,1мм

Длина поверхности контакта зубьев принимаем равной длине ступицы втулки lст=31мм

Рекомендуем скачать другие рефераты по теме: реферат металлы, 5 баллов, диплом 2011.





Предыдущая страница реферата | 7  8  9  10  11  12  13  14  15  16  17 | Следующая страница реферата