
- •Домашнее задание по курсу «д е т а л и м а ш и н»
- •Задание № 1, вариант № 1
- •Кинематическая схема редуктора
- •Режимы нагружения
- •График режима работы Реферат
- •Содержание
- •Введение
- •1.5 Определение крутящих моментов на валах
- •2. Расчет зубчатых передач редуктора
- •2.1 Выбор материала зубчатого колеса и обоснование термообработки
- •2.2 Определение допускаемых напряжений
- •2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба
- •2.4 Расчет цилиндрической передачи
- •2.4.1 Определение основных параметров цилиндрической прямозубой некорригированной зубчатой передачи из условия прочности
- •2.4.2 Определение модуля и числа зубьев
- •2.4.3 Проверочный расчет передачи на контактную прочность
- •2.4.4 Проверочный расчет передачи на выносливость по изгибу
- •2.4.5 Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках
- •2.4.6 Определение геометрических размеров передачи
- •2.5 Расчет планетарной передачи
- •2.5.1 Определение габаритов передачи “a-g”
- •2.5.2 Определение модуля зацепления
- •2.5.3 Подбор чисел зубьев и уточнение передаточных отношений
- •2.5.4 Определение геометрических параметров зацепления передачи
- •2.5.5 Определение ширины коронки (колеса b)
- •2.5.6 Проверочный расчет передачи на контактную прочность
- •2.5.7 Проверочный расчет передачи на изгибную прочность
- •2.5.8 Проверочный расчет передачи на статическую прочность при перегрузках
- •Определение усилий в зацеплениях
- •3.1 Расчет усилий в зацеплениях цилиндрической передачи
- •3.2 Расчет усилий в зацеплениях планетарной передачи
- •Обоснование конструкции и определение размеров основных деталей и узлов привода
- •4.1 Предварительное определение диаметров валов и осей
- •4.2 Эскизная компоновка и определение размеров основных деталей привода
- •4.3 Определение реакций в опорах валов
- •4.5 Расчёт долговечности подшипников качения
- •5. Расчет шлицевых соединений
- •6. Система смазки
- •Заключение
- •Список использованных источников
-
Определение усилий в зацеплениях
3.1 Расчет усилий в зацеплениях цилиндрической передачи
Определим
усилия в зацеплениях цилиндрической
передачи. Полное усилие в зацеплении
направлено по линии зацепления, по общей
нормали к профилю. Разложим силу
на составляющие:
-
окружное усилие, и силу
(см. рис.3).
Вычислим
окружное усилие
.
Сила
определяется по формуле
,
где
- угол зацепления, тогда
.
Определим
полное усилие
по формуле:
.
Рис.3
3.2 Расчет усилий в зацеплениях планетарной передачи
Определим
окружные усилия в центральной шестерне
“a”
и сателлите “g”
по формулам:
;
(см.
рис.4).
-
Обоснование конструкции и определение размеров основных деталей и узлов привода
4.1 Предварительное определение диаметров валов и осей
В авиастроении применяют пустотелые валы для уменьшения массы летательного аппарата.
Определим предварительные диаметры валов по уравнению сопротивления материалов:
,
где
коэффициент
пустотелости.
.
Примем
.
допускаемые
напряжения кручения.
.
Примем
.
Тогда наружные диаметры (см. рис.5):
;
;
.
;
;
.
Наружные
диаметры: так как
,
то
.
Тогда
;
;
.
4.2 Эскизная компоновка и определение размеров основных деталей привода
Для проектирования выбираем вариант редуктора, рассчитанный вручную, по рекомендации преподавателя.
Результаты расчета и размеры основных деталей привода приведены в предыдущих параграфах.
4.3 Определение реакций в опорах валов
Упрощенно представим вал в виде балки нагруженной осевыми, окружными и радиальными силами, действующими в зацеплениях. Расчёт ведётся исходя из уравнений равновесия балки. Реакции опор определяем из уравнений статического равновесия: сумма моментов внешних сил относительно рассматриваемой опоры и момента реакции в другой опоре равна нулю.
Входной вал
Находим реакции опор. Схема нагружения в вертикальной плоскости.
Согласно уравнению моментов, запишем:
Схема нагружения в горизонтальной плоскости.
Определяем суммарные реакции опор.
RA=
Н
Н,RВ=
Н.
Промежуточный вал.
Находим реакции опор.
Схема нагружения в вертикальной плоскости.
Согласно уравнению моментов, запишем:
Схема нагружения в горизонтальной плоскости.
Определяем суммарные реакции опор.
RA=
Н
Н,RВ=
Н.
Выходной вал
Находим реакции опор.
∑МА=0,
Fн∙0,070+RВ∙0,170=0,
RВ= -8560 Н,
RА+ RВ= Fн, откуда
RА= Fн -RВ =20,782-+8,56=29,34 кН.
4.4 Уточненный расчет валов и осей
4.4.1 Построение эпюры изгибающих и крутящих моментов
4.4.2 Расчет валов на статическую прочность в опасных сечениях
Проверочный расчет валов на выносливость
Входной вал
Проверяем опасное сечение с наибольшим изгибающим моментом (концентратор напряжения – эвольвентные шлицы).
Tk = 735 Н×м
Ми = 505 Н×м
Определяем моменты сопротивления изгибу и кручению.
Принимаем
,
где Кσ –и Кt эффективные коэффициенты концентрации напряжений.
Определяем коэффициенты запаса прочности на выносливость:
и
,
где
Для легированной стали имеем:
Значение коэффициента учитывающего влияние асимметрии цикла принимаем:
,
Тогда:
;
Полученный коэффициент запаса больше допускаемого [S]=1,8. Расчет верен.
Промежуточный вал
Проверяем опасное сечение с наибольшим изгибающим моментом (концентратор напряжения – эвольвентные шлицы).
Tk = 735 Н×м
Ми = 505 Н×м
Определяем моменты сопротивления изгибу и кручению.
Принимаем:
,
где Кσ и Кt - эффективные коэффициенты концентрации напряжений.
Определяем коэффициенты запаса прочности на выносливость:
и
,
где
Тогда:
;
Полученный коэффициент запаса больше допускаемого [S]=1,8. Расчет верен.
Выходной вал
Проверяем опасное сечение с наибольшим изгибающим моментом.
Tk = 2182 Н×м
Ми = 1455 Н×м
Определяем моменты сопротивления изгибу и кручению.
Определяем коэффициенты запаса прочности на выносливость:
и
,
где
Значение масштабных факторов по изгибу и кручению:
Тогда:
;
Полученный коэффициент запаса больше допускаемого [S]=1,8 . Расчет верен.