Курсовая работа по прикладной механике Выполнил студент Коныров Ж. Б. Проверил Колосов В. И. Тюмень 2017 г
![]()
|
Проверочный расчёт по контактным напряжениямРасчётное контактное напряжение: H = 6,7 · 104 · H = 6,7 · 104 · = = 463,067 МПа []H = 473,629 МПа. Проверка зубьев передачи на изгибРасчётное напряжение изгиба: в зубьях колеса: F4 = F4 []F4 = 248,824 МПа. в зубьях шестерни: F3 = []F3 = 317,647 МПа. Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев zv и коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев: zv3 = = = 20,396 zv4 = = = 509,899 По табл. 2.10[2]: YFS3 = 3,525 YFS4 = 3,612 Тогда: F4 = = 64,725 МПа []F4 = 248,824 МПа. F3 = = 63,166 МПа []F3 = 317,647 МПа. Предварительный расчёт валовПредварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Диаметр вала при допускаемом напряжении [к] = 20 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]: dв Ведущий вал.![]() Рис. 7. 1-й вал привода dв = 22,517 мм. Под 1-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d1 = 24 мм. Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d2 = 35 мм. Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d3 = 35 мм. Под 4-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d4 = 30 мм. Выходной вал.![]() Рис. 8. 2-й вал привода dв = 37,922 мм. Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d1 = 50 мм. Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d2 = 55 мм. Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d3 = 50 мм. Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: d4 = 40 мм. Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений. Проверка прочности шпоночных соединенийВедомый шкив 1-й плоскоременной передачиДля данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 8x7. Размеры сечения шпонки, паза и длины шпонки по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]). ![]() Рис. 9. Шпонка призматическая Материал шпонки - сталь 45 нормализованная. Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1]. см = см = = 10,829 МПа [см] где T1 = 44832,057 Н·мм - момент на валу; dвала = 30 мм - диаметр вала; h = 7 мм - высота шпонки; b = 8 мм - ширина шпонки; l = 100 мм - длина шпонки; t1 = 4 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа. Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1]. ср = ср = = 4,061 МПа [ср] Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [ср] = 0,6 · [см] = 0,6 · 75 = 45 МПа. Все условия прочности выполнены. Колесо 2-й зубчатой конической передачиДля данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 16x10. Размеры сечения шпонки, паза и длины шпонки по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]). ![]() Рис. 10. Шпонка призматическая Материал шпонки - сталь 45 нормализованная. Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1]. см = см = = 48,671 МПа [см] где T2 = 214151,527 Н·мм - момент на валу; dвала = 55 мм - диаметр вала; h = 10 мм - высота шпонки; b = 16 мм - ширина шпонки; l = 56 мм - длина шпонки; t1 = 6 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [см] = 75 МПа. Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1]. ср = ср = = 12,168 МПа [ср] Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [ср] = 0,6 · [см] = 0,6 · 75 = 45 МПа. Все условия прочности выполнены. Проверка долговечности подшипниковЭпюры моментов 1-го валаРасчёт реакций в опорах 1-го валаИз условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 2 выводим: Rx1 = Rx1 = = -19,829 H Ry1 = Ry1 = = 2452,158 H Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y, выводим: Rx2 = Rx2 = = -1669,189 H Ry2 = Ry2 = = -817,386 H Суммарные реакции опор: R1 = = = 2452,238 H; R2 = = = 1858,578 H; Расчёт подшипников 1-го валаПодбирая подшипники, за минимальную долговечность подшипников примем срок службы привода: t = 365 · Lг · C · tc = 365 · 10000 · 1 · 8 = 10000 ч. где Lг = 10000 - срок службы передачи; С = 1 - число смен; tc = 8 - продолжительность смены, ч.Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7207 легкой серии со следующими параметрами: d = 35 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника); D = 72 мм - внешний диаметр подшипника; C = 38,5 кН - динамическая грузоподъёмность; Co = 26 кН - статическая грузоподъёмность. = 15o. ![]() Рис. 11. Роликоподшипник конический однорядный Радиальные нагрузки на опоры: Pr1 Pr2 Отношение 0,004; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,37. Здесь Fa = 116,691 Н - осевая сила, действующая на вал. В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам: S1 = 0.83 · e · Pr1 = 0.83 · 0,37 · 2452,238 = 753,082 H; S2 = 0.83 · e · Pr2 = 0.83 · 0,37 · 1858,578 = 570,769 H. Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]): Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле: Рэ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa1) · Кб · Кт, где - Pr1 = 2452,238 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]). Отношение 0,307 e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0. Тогда: Pэ = (1 · 1 · 2452,238 + 0 · 753,082) · 1,6 · 1 = 3923,581 H. Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]): L = 2022,679 млн. об. Расчётная долговечность, ч.: Lh = 74914,037 ч, что больше 10000 ч. (срок службы привода), здесь n1 = 450 об/мин - частота вращения вала. Рассмотрим подшипник второй опоры: Отношение 0,468 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,4; Y = 1,62. Тогда: Pэ = (0,4 · 1 · 1858,578 + 1,62 · 869,773) · 1,6 · 1 = 3443,942 H. Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]): L = 3123,798 млн. об. Расчётная долговечность, ч.: Lh = 115696,222 ч, что больше 10000 ч. (срок службы привода), здесь n1 = 450 об/мин - частота вращения вала. Расчёт моментов 1-го валаMxА = 0 Н · мм MyА' = 0 Н · мм MyА" = MyА" = = -3141,438 H · мм MА' = = = 0 H · мм MА" = = = 3141,438 H · мм MxБ = MxБ = = -98086,32 H · мм MyБ = MyБ = = 31865,802 H · мм MБ = = = 103132,708 H · мм MxВ = 0 Н · мм MyВ = MyВ = = 99500,76 H · мм MВ = = = 99500,76 H · мм MxГ = 0 Н · мм MyГ = 0 Н · мм MГ = = = 0 H · мм Эпюры моментов 1-го валаРасчёт реакций в опорах 2-го валаИз условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 4 выводим: Rx3 = Rx3 = = -319,006 H Ry3 = Ry3 = = 672,243 H Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y, выводим: Rx4 = Rx4 = = 435,697 H Ry4 = Ry4 = = 962,529 H Суммарные реакции опор: R3 = = = 744,094 H; R4 = = = 1056,548 H; Номинальная радиальная нагрузка, приложенная к посадочной поверхности выходного конца вала, должна быть по ГОСТ 16162-85 или по ГОСТ Р 50891-96 "Редукторы общемашиностроительного применения. Общие технические условия" для тихоходного вала: Fм1 = 125 · = 125 · = 1829,24 Н, где T2 = 214,152 Н·м - момент на валу. Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 4 получаем: R3(м1) = R3(м1) = = 1085,577 H Из условия равенства суммы сил нулю, получаем: R4(м1) = R4(м1) = = -2914,817 H Расчёт подшипников 2-го валаПодбирая подшипники, за минимальную долговечность подшипников примем срок службы привода: t = 365 · Lг · C · tc = 365 · 10000 · 1 · 8 = 10000 ч. где Lг = 10000 - срок службы передачи; С = 1 - число смен; tc = 8 - продолжительность смены, ч.Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7210 легкой серии со следующими параметрами: d = 50 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника); D = 90 мм - внешний диаметр подшипника; C = 56 кН - динамическая грузоподъёмность; Co = 40 кН - статическая грузоподъёмность. = 15o. ![]() Рис. 12. Роликоподшипник конический однорядный Радиальные нагрузки на опоры: Pr3 = R3 + R3(м1) = 744,094 + 1085,577 = 1829,671 H; Pr4 = R4 + R4(м1) = 744,094 + 2914,817 = 3971,365 H. Здесь R3(м1) и R4(м1) - реакции опоры от действия муфты. Отношение 0,015; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,37. Здесь Fa = 583,454 Н - осевая сила, действующая на вал. В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам: S1 = 0.83 · e · Pr3 = 0.83 · 0,37 · 1829,671 = 561,892 H; S2 = 0.83 · e · Pr4 = 0.83 · 0,37 · 3971,365 = 1219,606 H. Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]): Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле: Рэ = (Х · V · Pr3 + Y · Pa3) · Кб · Кт, где - Pr3 = 1829,671 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]). Отношение 0,348 e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0. Тогда: Pэ = (1 · 1 · 1829,671 + 0 · 636,152) · 1,6 · 1 = 2927,474 H. Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]): L = 18720,464 млн. об. Расчётная долговечность, ч.: Lh = 3466752,593 ч, что больше 10000 ч. (срок службы привода), здесь n2 = 90 об/мин - частота вращения вала. Рассмотрим подшипник второй опоры: Отношение 0,307 e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0. Тогда: Pэ = (1 · 1 · 3971,365 + 0 · 1219,606) · 1,6 · 1 = 6354,184 H. Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]): L = 1413,929 млн. об. Расчётная долговечность, ч.: Lh = 261838,704 ч, что больше 10000 ч. (срок службы привода), здесь n2 = 90 об/мин - частота вращения вала. Расчёт моментов 2-го валаMxА = 0 Н · мм MyА = 0 Н · мм MмА = 0 Н · мм MА = = = 0 H · мм MxБ = MxБ = = 84702,579 H · мм MyБ' = MyБ' = = -40194,771 H · мм MyБ" = MyБ" = = 38341,346 H · мм MмБ = MмБ = = 136782,702 H · мм MБ' = = = 230538,483 H · мм MБ" = = = 229758,966 H · мм MxВ = 0 Н · мм MyВ = 0 Н · мм MмВ = MмВ = = 232313,478 H · мм MВ = = = 232313,478 H · мм MxГ = 0 Н · мм MyГ = 0 Н · мм MмГ = MмГ = = 0 H · мм MГ = = = 0 H · мм Список использованной литературыЧернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416с. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г., 496 c. Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ', 2004 г., 454 c.: ил., черт. - Б.ц. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. 'Детали машин', М.: Машиностроение, 1983г., 384 c. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение, 1983 г., 575 c. Гузенков П.Г., 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986 г., 360 с. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение, 1979 г., 367 с. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975 г., 542 с. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин', 3-е изд. - Минск: Вышейшая школа, 1986 г., 402 c. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984 г., 310 c. 'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов, 1978 г., 311 c. Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение, 1983 г., 588 c. 'Подшипники качения': Справочник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984 г., 280 с. 'Проектирование механических передач' / Под ред. С.А. Чернавского, 5-е изд. М.: Машиностроение, 1984 г., 558 c. |