2 (Готовый курсовой проект неизвестного варианта (12))
Описание файла
Файл "2" внутри архива находится в папке "Готовый курсовой проект неизвестного варианта (12)". Документ из архива "Готовый курсовой проект неизвестного варианта (12)", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "основы конструирования приборов (окп)" из , которые можно найти в файловом архиве МГТУ им. Н.Э.Баумана. Не смотря на прямую связь этого архива с МГТУ им. Н.Э.Баумана, его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "курсовые/домашние работы", в предмете "основы конструирования приборов (окп)" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "2"
Текст из документа "2"
ПАРАМЕТРЫ РЕДУКТОРА | ||||||||||||||
Ступень № | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | 7 | |||||||
Модуль | 0.5 | 0.5 | 0.5 | 0.5 | 0.5 | 0.5 | 0.5 | |||||||
Межосевое расстояние | 20.25 | 21.5 | 21.5 | 21.5 | 22.5 | 22.75 | 25.25 | |||||||
шест. | кол. | шест. | кол. | шест. | кол. | шест. | кол. | шест. | кол. | шест. | кол. | шест. | кол. | |
Количество зубьев | 18 | 63 | 19 | 67 | 19 | 67 | 19 | 67 | 19 | 71 | 20 | 71 | 21 | 80 |
Диаметр выступов | 10 | 32.5 | 10.5 | 34.5 | 10.5 | 34.5 | 10.5 | 34.5 | 10.5 | 36.5 | 11 | 36.5 | 11.5 | 41 |
Делительный диаметр | 9 | 31.5 | 9.5 | 33.5 | 9.5 | 33.5 | 9.5 | 33.5 | 9.5 | 35.5 | 10 | 35.5 | 10.5 | 40 |
Диаметр впадин | 7.5 | 30 | 8 | 32 | 8 | 32 | 8 | 32 | 8 | 34 | 8.5 | 34 | 9 | 38.5 |
РАЗМЕРЫ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ | ||||||
Номер пары | 1 | 2 | 3 | |||
Модуль | 0.8 | 0.8 | 0.8 | |||
Межосевое расстояние | 24 | 24 | 24 | |||
шестерня | колесо | шестерня | колесо | шестерня | Колесо | |
Количество зубьев | 30 | 30 | 24 | 36 | 18 | 42 |
Диаметр выступов | 25.6 | 25.6 | 20.8 | 30.4 | 16 | 35.2 |
Делительный диаметр | 24 | 24 | 19.2 | 28.8 | 14.4 | 33.6 |
Диаметр впадин | 21.84 | 21.84 | 17.04 | 26.64 | 12.24 | 31.44 |
Ширина венца | 10 | 8 | 10 | 8 | 10 | 8 |
Расчет валов передачи по прочности
Расчет валов производиться на кручение, а наиболее нагруженный вал на кручение, изгиб и выносливость (наиболее нагруженным валом является выходной вал). Расчет валов (1,2,3,4,5,6,7) на кручение производится по формуле:
для стальных валов принимают []=20...40 МПа.
Номер вала | ||||||||
II | III | IV | V | VI | VII | VIII | IX | |
Мк [Н мм] | 0.25 | 0.84 | 2.86 | 9.73 | 35.12 | 218.8 | 1300 | 6588.8 |
d [мм] | 0.22 | 0.33 | 0.49 | 0.74 | 1.14 | 2.09 | 3.78 | 6.5 |
Учитывая конструктивные соображения окончательно назначаем диаметры валов равными | ||||||||
d [мм] | 3 | 3 | 3 | 3 | 3 | 3 | 6 | 8 |
Выходной вал является наиболее нагруженным, поэтому произведем расчет этого вала на прочность и выносливость.
На рис. 3 приведена обобщенная схема вала, используемого в проектируемой передаче. Так как на валу насажены 3 колеса различного диаметра, то для уменьшения габаритов вычислений воспользуемся следующими соображениями: в каждый момент времени в зацеплении находится только одна пара зубчатых колес, следовательно на вал может действовать только одна сила одновременно; как видно из графика (рис. 2), максимальный изгибающий момент возникает на середине вала. Исходя из изложенных соображений, выбираем зацепление, в котором возникают максимальные усилия и производим нижеследующий расчет.
рис. 2
Cила F, действующая на вал, являются окружной силой, и определяется по формуле:
где D - делительный диаметр колеса;
Мк - крутящий момент на колесе;
Помимо окружной силы на вал действует радиальная сила (она действует в плоскости перпендикулярной плоскости действия сил F) возникающая в эвольвентном зацеплении зубчатых колес
Результирующая радиальная сила будет равна
Силы реакции в опорах FA и FB находятся из системы уравнений
FA+FB-Fr=0
FB (a+b) - Fr a =0
После несложных преобразований получаем расчетные формулы
FB = Fr - FA = 65.7 Н
где a,b - расстояния между точками приложения радиальной силы Fr и силами реакции FA и FB .
По эпюре, приведенной на рис. 4, видно что максимальный изгибающий момент равный Ми=3219 Н мм будет в точке приложения силы Fr. Следовательно напряжение изгиба в этой точке будет равно
а напряжение кручения
Предел текучести стали 35 при растяжении т=320 МПа и кручении т=200 МПа, тогда эквивалентное напряжение будет равно
Запас прочности по пределу текучести равен
рис. 3
рис. 4
Проверим необходимость расчета на выносливость. Расчет на выносливость не проводят если выполняется условие
т. к. d=8 следовательно масштабный фактор не учитывается, K=2.174, -1=249.4, n=2
Следовательно необходимость в дальнейшем расчете на выносливость отпадает.