Курсовая работа по прикладной механике Выполнил студент Коныров Ж. Б. Проверил Колосов В. И. Тюмень 2017 г

Название	Курсовая работа по прикладной механике Выполнил студент Коныров Ж. Б. Проверил Колосов В. И. Тюмень 2017 г
Дата	18.04.2022
Размер	406 Kb.
Формат файла
Имя файла	kursovaja_rabota_Konyrov.doc
Тип	Курсовая #482400
страница	5 из 5

1 2 3 4 5

Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Расчётное контактное напряжение:
_H = 6,7 · 10⁴ ·

_H = 6,7 · 10⁴ · =

= 463,067 МПа  []_H = 473,629 МПа.

Проверка зубьев передачи на изгиб

Расчётное напряжение изгиба:

в зубьях колеса:
_F4 =

_F4  []_F4 = 248,824 МПа.
в зубьях шестерни:
_F3 =  []_F3 = 317,647 МПа.
Значения коэффициента Y_FS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев z_v и коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев:
z_v3 = = = 20,396

z_v4 = = = 509,899
По табл. 2.10[2]:
Y_FS3 = 3,525

Y_FS4 = 3,612
Тогда:
_F4 = = 64,725 МПа  []_F4 = 248,824 МПа.

_F3 = = 63,166 МПа  []_F3 = 317,647 МПа.

Предварительный расчёт валов

Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Диаметр вала при допускаемом напряжении [_к] = 20 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:
d_в 

Ведущий вал.

Рис. 7. 1-й вал привода
d_в  = 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
d_в  = 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 соединений

Ведомый шкив 1-й плоскоременной передачи

Для 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; d_вала = 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 передачи

Для 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; d_вала = 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 подшипников

Эпюры моментов 1-го вала

Расчёт реакций в опорах 1-го вала

Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 2 выводим:
R_x1 =

R_x1 = = -19,829 H

R_y1 =

R_y1 = = 2452,158 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y, выводим:
R_x2 =

R_x2 = = -1669,189 H

R_y2 =

R_y2 = = -817,386 H
Суммарные реакции опор:
R₁ = = = 2452,238 H;

R₂ = = = 1858,578 H;

Расчёт подшипников 1-го вала

Подбирая подшипники, за минимальную долговечность подшипников примем срок службы привода:
t_ = 365 · L_г · C · t_c = 365 · 10000 · 1 · 8 = 10000 ч.
где L_г = 10000 - срок службы передачи; С = 1 - число смен; t_c = 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;

C_o = 26 кН - статическая грузоподъёмность.

 = 15^o.

Рис. 11. Роликоподшипник конический однорядный
Радиальные нагрузки на опоры:
P_r1

P_r2
Отношение 0,004; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,37. Здесь F_a = 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 · P_r1 = 0.83 · 0,37 · 2452,238 = 753,082 H;

S₂ = 0.83 · e · P_r2 = 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:
Р_э = (Х · V · P_r1 + Y · P_a1) · К_б · К_т,
где - P_r1 = 2452,238 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности К_б = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент К_т = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение 0,307  e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: P_э = (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.:
L_h = 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: P_э = (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.:
L_h = 115696,222 ч,
что больше 10000 ч. (срок службы привода), здесь n₁ = 450 об/мин - частота вращения вала.

Расчёт моментов 1-го вала

M_xА = 0 Н · мм

M_yА' = 0 Н · мм

M_yА" =

M_yА" = = -3141,438 H · мм

M_А' = = = 0 H · мм

M_А" = = = 3141,438 H · мм

M_xБ =

M_xБ = = -98086,32 H · мм

M_yБ =

M_yБ = = 31865,802 H · мм

M_Б = = = 103132,708 H · мм

M_xВ = 0 Н · мм

M_yВ =

M_yВ = = 99500,76 H · мм

M_В = = = 99500,76 H · мм

M_xГ = 0 Н · мм

M_yГ = 0 Н · мм

M_Г = = = 0 H · мм

Эпюры моментов 1-го вала

Расчёт реакций в опорах 2-го вала

Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 4 выводим:
R_x3 =

R_x3 = = -319,006 H

R_y3 =

R_y3 = = 672,243 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y, выводим:
R_x4 =

R_x4 = = 435,697 H

R_y4 =

R_y4 = = 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:
F_м1 = 125 · = 125 · = 1829,24 Н,
где T₂ = 214,152 Н·м - момент на валу.

Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 4 получаем:
R_3(м1) =

R_3(м1) = = 1085,577 H
Из условия равенства суммы сил нулю, получаем:
R_4(м1) =

R_4(м1) = = -2914,817 H

Расчёт подшипников 2-го вала

Подбирая подшипники, за минимальную долговечность подшипников примем срок службы привода:
t_ = 365 · L_г · C · t_c = 365 · 10000 · 1 · 8 = 10000 ч.
где L_г = 10000 - срок службы передачи; С = 1 - число смен; t_c = 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;

C_o = 40 кН - статическая грузоподъёмность.

 = 15^o.

Рис. 12. Роликоподшипник конический однорядный
Радиальные нагрузки на опоры:
P_r3 = R₃ + R₃₍_м₁₎ = 744,094 + 1085,577 = 1829,671 H;

P_r4 = R₄ + R₄₍_м₁₎ = 744,094 + 2914,817 = 3971,365 H.
Здесь R_3(м1) и R_4(м1) - реакции опоры от действия муфты.

Отношение 0,015; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,37. Здесь F_a = 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 · P_r3 = 0.83 · 0,37 · 1829,671 = 561,892 H;

S₂ = 0.83 · e · P_r4 = 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:
Р_э = (Х · V · P_r3 + Y · P_a3) · К_б · К_т,
где - P_r3 = 1829,671 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности К_б = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент К_т = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение 0,348  e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: P_э = (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.:
L_h = 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: P_э = (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.:
L_h = 261838,704 ч,
что больше 10000 ч. (срок службы привода), здесь n₂ = 90 об/мин - частота вращения вала.

Расчёт моментов 2-го вала

M_xА = 0 Н · мм

M_yА = 0 Н · мм

M_мА = 0 Н · мм

M_А = = = 0 H · мм

M_xБ =

M_xБ = = 84702,579 H · мм

M_yБ' =

M_yБ' = = -40194,771 H · мм

M_yБ" =

M_yБ" = = 38341,346 H · мм

M_мБ =

M_мБ = = 136782,702 H · мм

M_Б' = = = 230538,483 H · мм

M_Б" = = = 229758,966 H · мм

M_xВ = 0 Н · мм

M_yВ = 0 Н · мм

M_мВ =

M_мВ = = 232313,478 H · мм

M_В = = = 232313,478 H · мм

M_xГ = 0 Н · мм

M_yГ = 0 Н · мм

M_мГ =

M_мГ = = 0 H · мм

M_Г = = = 0 H · мм

Список использованной литературы

Чернавский 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.

1 2 3 4 5