Пояснительная записка по деталям машин. Пояснительная записка к курсовому проекту По предмету Детали машин
![]()
|
Для улучшенных зубьев том числе, закалённых ТВЧ![]() ![]() ![]() ![]() Для колеса ![]() ![]() ![]() Эти допускаемые напряжения предотвращают растрескивание поверхностных слоев зуба. Проверка изгибной статической прочности. Проверка делается для шестерни и колеса: Для шестерни Для колеса ![]() ![]() ![]() ![]() Проверка по этим допускаемым напряжениям предотвращает мгновенную поломку зуба при перегрузке передачи. 4 Проектные расчеты валов Предварительные значения диаметров (мм) валов редуктора определяем по формулам: для быстроходного(входного) вала: ![]() для промежуточного: ![]() для тихоходного (выходного): ![]() где ТБ, ТПР,ТТ - номинальные моменты, Н·м. ![]() ![]() ![]() Вычисленные значения диаметров округляем в ближайшую сторону до стандартных ([3], c.410, табл.24.1.). d1=28мм, d2=45мм, d3=56мм. Концы валов по ГОСТ 12080-66 1 Быстроходный вал. Длина l=60мм, lКБ=50, r=1,6 с=1. 2 Тихоходный вал. Длина l=110мм, , lКТ=78, r=2,5 с=2. 4.1 Определение нагрузок быстроходного вала ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() В плоскости ZOY: ![]() ![]() ![]() ![]() В плоскости XOY: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Строим эпюры изгибающих моментов. В плоскости ZOY: Участок В….Fr1 Мх1=RBy·х1 при х1=0 Мх1=0 х1=35 Мх1=-3482,5 Участок Fr1….А Мх2=RBy·(35+х2) + Fr·х2 - Fa·30,35 при х2=0 Мх2=-19871 х2=35 Мх2=16578,5 Участок А….0 Мх3=RBy·(70+х3) + Fr1·(35+х3) - Fa1·х3 – RAy·х3 при х3=0 Мх3=16170 х3=35 Мх3=0 В плоскости XOY Участок О….А Мх1= Fм·х1 при х1=0 Мх1=0 х1=75 Мх1=-39075 Участок А….Ft Мх2=-Fм·(75+·х2) + RAх·х2 при х2=0 Мх2=-39075 х2=35 Мх2=-46105 Участок Ft1 ….В Мх3=-Fм·(110+·х3) + RAх(35+х3) - Ft1·х3 при х3=0 Мх3=59740 х3=35 Мх3=0 Суммарный изгибающий момент: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 4.2 Определение нагрузок промежуточного вала ![]() ![]() ![]() ![]() В плоскости ZOY: ![]() ![]() ![]() ![]() В плоскости XOY: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Строим эпюры изгибающих моментов. В плоскости ZOY Участок А….F’r2 Мх1=RAy·х1 при х1=0 Мх1=0 х1=50 Мх1=-76550 Участок F’r2….Fr2 Мх2=RAy·(50+х2) + F’r2·х2 + Fa·169 при х2=0 Мх2=-192375 х2=105 Мх2=460695 Участок Ft2….B Мх3=RBxх3 при х3=0 Мх3=0 х3=60 Мх3=-72000 В плоскости XOY: Участок А….F’r2 Мх1=RАх·х1 при х1=0 Мх1=0 х1=50 Мх1=-81300 Участок F’r2….Fr2 Мх2=50RAх - Fr2·х2 при х2=0 Мх2=-81300 х2=105 Мх2=255915 Участок Ft2….B Мх3=RBxх3 при х3=0 Мх3=0 Суммарный изгибающий момент ![]() ![]() ![]() ![]() 4.3 Определение нагрузок тихоходного вала ![]() ![]() ![]() ![]() Опредилим опорные реакции: В плоскости ZOY: ![]() ![]() ![]() В плоскости XOY: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Строим эпюры изгибающих моментов. В плоскости ZOY: Участок A….Fr3 Мх1=RAy·х1 при х1=0 Мх1=0 х1=60 Мх1=-98940 Участок Fr3….B Мх2=RAy·(60+х2) - Fr3·х2 при х2=0 Мх2=-19871 х2=60 Мх2=16578,5 Участок B…RBy Мх3=0 В плоскости XOY: Участок А….Ft3 Мх1= RAx·х1 при х1=0 Мх1=0 х1=60 Мх1=94560 Участок Ft3….B Мх2= RAх·(60 + х2) при х2=0 Мх2=-94560 х2=60 Мх2=-189120 Участок FM….В Мх3=-Fм·х3 при х3=0 Мх3=0 х3=107 Мх3=515847 Суммарный изгибающий момент ![]() ![]() ![]() 4.3 Выбор расстояния между деталями передач Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор «а», мм (рис. 4.1). Примем его равным 7. ![]() рис. 4.1 Расстояние b0, (мм) между дном корпуса и поверхностью колес принимаем равным: b0≥3а b0≥3·7≥21≈25 Расстояние между торцовыми поверхностями шестерни быстроходной ступени и колеса тихоходной ступени расположены два подшипника опор соосных валов. Расстояние Ls (мм) между зубчатыми колесами определяем по соотношению: Ls=3a + B1 + B2, где B1 и B2 – ширины подшипников опор быстроходного и тихоходного валов. Ls=3·7 + 17 + 23=61. 5 Конструктивные элементы зубчатых колес. Колеса изготавливается из поковок, конструкция дисковая. 5.1 Прямозубое колесо. Диаметр ступицы ![]() Длина ступицы ![]() Штамповочные уклоны γ°=7°, R=8мм Ширина торцов зубчатого венца S=2,2·m + 0,05·b=2,2·2 + 0,05·80мм=8,4мм Толщина диска ![]() 5.2 Косозубое колесо. Диаметр ступицы ![]() Длина ступицы ![]() Штамповочные уклоны γ°=7°, R=6мм Ширина торцов зубчатого венца S=2,2·2 + 0,05·32мм=6мм Толщина диска ![]() 6 Шпоночные соединения Исходные данные: 1 Вращающий момент на ведущем валу редуктора ![]() 2 Вращающий момент на промежуточном валу редуктора ![]() 3 Вращающий момент на ведомом валу редуктора ![]() 4 Материал шпонок - сталь 45; 5 Размеры сечений шпонок и пазов, а так же длина шпонок по ГОСТ 23360-78. Расчет шпоночного соединения производится из условия прочности на смятие: ![]() где d - диаметр вала; k - рабочая глубина паза в ступице детали; l - длина шпонки; b - ширина шпонки; Допускаемое напряжение смятия ![]() 6.1.1Ведущий вал. Расчет шпонки под муфту: ![]() ![]() ![]() 6.1.2Промежуточный вал. Расчет шпонки под колесо: ![]() ![]() ![]() 6.1.3Ведомый вал. Расчет шпонки под муфту: ![]() ![]() ![]() Расчет шпонки под колесо: ![]() ![]() ![]() Прочность на смятие шпонок обеспечена. 7 Подбор подшипников на заданный ресурс Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редуктора применим шариковые радиальные однорядные подшипники . Расчет подшипников качения будем произвдить |