КУРСОВОЙ ПРОЕКТ ПО ДИСЦИПЛИНЕ «ДЕТАЛИ МАШИН» Тема: спроектировать привод цепного конвейера. КУРСОВАЯ. Курсовой проект по дисциплине детали машин

Название	Курсовой проект по дисциплине детали машин
Анкор	КУРСОВОЙ ПРОЕКТ ПО ДИСЦИПЛИНЕ «ДЕТАЛИ МАШИН» Тема: спроектировать привод цепного конвейера
Дата	16.03.2023
Размер	279.14 Kb.
Формат файла
Имя файла	КУРСОВАЯ.docx
Тип	Курсовой проект #994494
страница	4 из 5

1 2 3 4 5

3 Расчёты валов зубчатых передач

3.1 Расстояние между опорами вала

Расстояние между опорами промежуточного вала, мм, определяется по формуле:

l₀ = L_СТ2 + L_СТ3 + 4x + w , (3.1)

где L_СТ2 — длина ступицы колеса первой ступени, мм;

L_СТ3 — длина ступицы шестерни второй ступени, мм;

x — зазор между зубчатыми колёсами и внутренними стенками корпуса

редуктора, x = 5…15 мм, примем x = 10 мм;

w — ширина стенки корпуса по месту установки подшипников, w = 60мм;

Длины ступиц, мм:

L_СТ₂ = b₂ + x ; L_СТ₃ = b₁ + x , (3.2)

L_СТ2 = 224 + 10 = 234 мм ,

L_СТ3 = 229 + 10 = 239 мм .

Расстояние между опорами:

l₀ = 2×234+239+4×10+60=468+239+40+60 = 807 мм .

Расстояния участков, мм:

l₁=

+ x +

; l₂=

+ x +

; l₃=

+ x +

, (3.3)

l₁₌=

+ 10 +

= 157 мм ,

l₂₌=

+ 10 +

= 246,5 мм .

l₁ + l₂ + l₃ +

= l₀ ;

157 + 246,5 +157+246,5= 807 мм ;

806≡806.

3.2 Расчёт быстроходного вала на прочность

3.2.1 Диаметры и размеры шпоночных пазов

Определяем диаметр выходного конца вала по формуле

d_к1 ≥

, (3.4)

где [τ_кр] — пониженное допускаемое напряжение, [τ_кр] = 20…35 МПа; 30 МПа

Т — вращающий момент на валу (табл. 1.3).

d_к1 =

= 27,42 мм ,

увеличиваем его на 10%:

d_к1 =27,42× 1,1 = 30,16 мм ,

окончательно принимаем по ГОСТ 12080-66:

d_к1 = 30 мм .

Увеличиваем диаметр вала на 2…3 мм для пропуска уплотнительной манжеты по ГОСТ 8752-79 (в ред. 1991 г.)

d_м1 = d_к1 + (2…3) , (3.5)

d_м1 = 30 +3 = 33 мм .

Увеличиваем диаметр вала для возможности установки подшипника качения (значения диаметров 3…10, 12, 15, 17, 20 далее через 5 мм) до:

d_п1 = 35 мм .

Принимаем диаметр вала по месту установки шестерни:

d_ш1 = 40 мм .

На выходном конце вала будет расположен шпоночный паз с размерами b× t_1:

10 × 5 мм ,

а под шестерней

12 × 5 мм .

3.2.2 Построение эпюр изгибающих моментов быстроходного вала

Рассматриваем плоскость ZY: Опорные реакции:

∑М_А = 0 : -R_D × l₀+F_a1×

R_D = 150 Н ,

∑М_D = 0: R_A × l₀+

–

)= 0

R_D = 150 Н .

Строим эпюру изгибающих моментов:

Участок АВ:

М_x =R_A× x =150 × x;

x = 0 → М_x = 0;

x= 157мм → М_x= 23 550 Н∙мм;

Участок CB:

М_x =R_A × x -

x = 157 → М_x = 42 800 H мм;

x= 246, 5 мм → М_x= 42 800 Н∙мм;

Участок CD:

x = 0 → М_x = 0 H мм;

x= 157 мм → М_x= 23 550 Н∙мм;

Рассматриваем плоскость ZX:

Опорные реакции:

∑М_А = 0 : R_D× l₀ – F_t1×l₁- ( = 0

R_D = 240 Н ,

∑М_D = 0: -R_A× l₀ + F_t1×l₄+ = 0

R_A= 240 Н .

Строим эпюру изгибающих моментов:

Участок АВ:

М_x=- R_A × x= - 240 × x;

x = 0 → М_x = 0;

x= 157мм → М_x= - 37 680 Н∙мм;

Участок BC:

М_x= - R_A × x +

= -240x+240(x-157);

x = 157 → М_x = -37 680 Н∙мм ;

x= 246,5мм → М_x=-37 680 Н∙мм;

Участок DC:

x = 0 → М_x = 0 H мм;

x= 157 мм → М_x= -37 680 Н∙мм;

3.2.3 Определение коэффициента запаса прочности

Условие прочности определяется по формуле

S =

≥[S], (3.6)

где S — расчётный коэффициент запаса прочности;

[S] — требуемый коэффициент запаса прочности и жёсткости, [S] = 2,5…4;

S_σ— коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

формула;

S_τ — коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

формула.

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении, при

пределе прочности σ_в ,МПа, меньше 700 равны:

K_σ= 1,75,

K_τ = 1,5 .

Масштабные коэффициенты:

ε_σ = 0,7 , ε_τ = 0,59 .

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

M_и =

, (3.7)

M_и =

= 44 434,05 Н∙мм.

Момент сопротивления сечения при изгибе:

W_x =

= 5 361 мм³ .

Нормальные напряжения в сечении вала изгиба под шестерней:

σ_a =

= 8,2 МПа .

Момент сопротивления сечения при кручении:

W_к =

= 11 641 мм³ .

Касательные напряжения от нулевого цикла:

τ_a =τ_m =

= 5,21 МПа ,

Пределы выносливости материала вала:

σ_-1= 0,46 × 550 = 253 МПа ,

τ_-1 = 0,56×253 = 141,88 МПа .

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S_σ =

= 12,3 .

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям :

S_τ =

= 10,1 .

Общий коэффициент запаса прочности

S =

= 7,8 ,

7,8> 2,5 .

Прочность вала обеспечена.

3.3 Расчёт промежуточного вала на прочность

3.3.1 Диаметры и размеры шпоночных пазов

Диаметр выходного конца вала

d_к2 =

= 56,21 мм ,

увеличиваем его на 10%

d_к2 = 56,21 × 1,1= 61,83 мм ,

окончательно принимаем по ГОСТ 12080-66:

d_к2 = 60 мм .

Увеличиваем диаметр вала на 2…3 мм для пропуска уплотнительной манжеты по ГОСТ 8752-79 (в ред. 1991 г.):

d_м2 = 60 + 3= 63 мм .

Увеличиваем диаметр вала для возможности установки подшипника качения (значения диаметров 3…10, 12, 15, 17, 20 далее через 5 мм) до

d_п2 = 65 мм .

Принимаем диаметр вала по месту установки шестерни:

d_ш2 = 75 мм .

На выходном конце вала будет расположен шпоночный паз с размерами b× t_1:

20 × 7,5 мм ,

а под шестерней :

22 × 9 мм .

3.3.2 Построение эпюр изгибающих моментов промежуточного вала

Рассматриваем плоскость ZY:

Опорные реакции:

Участок AB:

Участок ВС:

Участок ED:

Участок DC:

Рассматриваем плоскость ZХ.

Опорные реакции:

Участок АВ:

Участок BC:

Участок ED:

Участок DC:

3.3.3 Определение коэффициента запаса прочности

Условие прочности определяется по формуле:

S =

≥ [S] , (3.6)

где S — расчётный коэффициент запаса прочности;

[S] — требуемый коэффициент запаса прочности и жёсткости, [S] = 2,5…4;

S_σ— коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

формула;

S_τ — коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

формула.

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении, при

пределе прочности σ_в , МПа, меньше 700 равны:

K_σ = 1,75 , K_τ = 1,5 .

Масштабные коэффициенты

ε_σ = 0,74 , ε_τ = 0,61 .

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении

M_и =

, (3.7)

M_и =