теоретическая механика. Курсовая работа по деталям машин является первой конструкторской работой студента, выполненной на основе знаний общеобразовательных дисциплин.
 Скачать 1.15 Mb.
|
6. Проверочный расчет подшипников Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности с базовой, или базовой долговечности с требуемой, по условиям:  6.1 Быстроходный вал Проверить пригодность подшипника 7308 быстроходного вала цилиндрического редуктора. Частота вращения кольца подшипника  . Осевая сила в зацеплении . Реакции в подшипниках  . Подшипники установлены враспор. Характеристика подшипников: Требуемая долговечность подшипника:  Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора), Но не должен быть менее 10000  ч (минимально допустимая долговечность подшипника).а) Определим коэффициент осевого нагружения е:   б) Определим осевые составляющие радиальных нагрузок:   в) Определяем осевые нагрузки подшипников.Так как  то   г) Определяем отношения:  д) Уточняем коэффициент влияния осевого нагружения. Так как  то  е) Из соотношений  выбираем соответствующие формулы для определения  : ж) Определяем динамическую грузоподъемность по максимальной эквивалентной нагрузке  : Подшипник пригоден.  6.2 Тихоходный вал Проверить пригодность подшипника 7311 тихоходного вала цилиндрического редуктора. Частота вращения кольца подшипника  . Осевая сила в зацеплении . Реакции в подшипниках  . Подшипники установлены враспор. Характеристика подшипников: а) Определим коэффициент осевого нагружения е:  б) Определим осевые составляющие радиальных нагрузок:   в) Определяем осевые нагрузки подшипников.Так как то   г) Определяем отношения:  д) Уточняем коэффициент влияния осевого нагружения. Так как то  е) Из соотношений  выбираем соответствующие формулы для определения : ж) Определяем динамическую грузоподъемность по максимальной эквивалентной нагрузке : Подшипник пригоден.   7. Конструирование зубчатых колес.Конструктивные размеры зубчатого колеса.
 8. Конструктивные размеры корпуса редуктора.Толщина стенок корпуса и крышки  Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки: верхнего пояса корпуса и пояса крышки: b = 1,5δ = 1,5·9= 13,5 мм; b1 = 1,5δ1 = 1,5·9 = 13,5 мм; нижнего пояса корпуса р = 2,35δ = 2,35·9 = 21,15 мм; принимаем р = 21мм. Толщина ребер основания корпуса m=(0.85...1)  =7,65...9 ммпринимаю m= 9 мм Толщина ребер крышки m1=(0.85...1) =7,65...9мм принимаю m1= 9 ммДиаметры болтов: -фундаментных  . Принимаем фундаментные болты с резьбой М20;-болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника, d2 = (0,70,75)d1 = (0,7 0,75)20= 14..15 мм; принимаем болты с резьбой M16; -болтов, соединяющих крышку с корпусом, d3 = (0,5 0.6)d1= (0,50,6)20= 10..12 мм; принимаем болты с резьбой M12. 9. Уточненный расчет валов Считаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения — по нулевому (пульсирующему). Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s > [s]. Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов. 9.1 Ведущий вал Материал вала – сталь 45, термическая обработка – улучшение. При диаметре заготовки до 90 мм (  ) среднее значение σв= 780 МПа. Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:  Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:  Сечение А—А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через поликлиноременную передачу рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. Коэффициент запаса прочности:   где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла  .При d=32мм; b=10мм; t=4мм   Принимаем   ГОСТ 16162 - 78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5  при  Приняв у ведомого вала длину посадочной части под шкив равной длине шкиваl= 45 мм, получим изгибающий момент в сечении А - А от консольной нагрузки:  .Принимаем     Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям: Результирующий коэффициент запаса прочности  9.2 Ведомый вал Материал вала – сталь 45 улучшенная; σв = 570 МПа Пределы выносливости σ-1= 0,43*570 =246 МПа, τ-1 =0,58* σ-1= 142 МПа. Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении 50 мм. Концентрации напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки [1, табл. 8.5]:  ; масштабные факторы εσ=0,82; ετ = 0,7 [1, табл. 8.8]; коэффициенты ψσ= 0,15, ψτ= 0,1. Крутящий момент  Н∙мм.Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:  Изгибающий момент в вертикальной плосктости:  Суммарный изгибающий момент в сечении А-А:  Момент сопротивления кручению (d=50мм; b=16мм; t1=6 мм):  Момент сопротивления изгибу:  Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:  Амплитуда нормальных напряжений изгиба:  Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:   Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:  Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:  получился близким к коэффициенту запаса  =3,87. Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учёт консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Фактическое расхождение будет еще меньше, так как посадочная часть вала бывает короче, чем длина полумуфты, что уменьшает значения изгибающего момента и нормальных напряжений. По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости.10. Проверка прочности шпоночных соединений Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.   , так как принимаем шпонку со скругленными концами, допускаемое напряжение смятие при стальной ступице  . |
; 