Курсовая работа по прикладной механике и деталям машин. приклад курсач. Курсовой проект по прикладной механике является самостоятельной работой студента, завершающей изучение этой дисциплины. В процессе разработки проекта применены
![]()
|
9 Эскизная компоновка редуктораДиаметр ступицы найдём по формуле: ![]() ![]() Длину ступицы найдём по формуле: ![]() ![]() Длину участков под полумуфты найдём по формуле: ![]() ![]() ![]() ![]() Определим расстояние от границы внутренней полости до границы выходного участка вала: ![]() Определим высоту бабышки: ![]() Толщину стенки корпуса редуктора, отвечающую требованиям технологии литья и необходимой жесткости редуктора, определим по формуле: ![]() В этом случае: ![]() ![]() ![]() Диаметр винтов, стягивающих корпус и крышку, найдём по формуле: ![]() ![]() Ширине фланца при установке винта с шестигранной головкой определим из данной таблицы: Т а б л и ц а 15 – Зависимость значения К от диаметра винтов
![]() Найдем значения ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Рисунок 19 – Эскизная компоновка редуктора 10 Определение внутренних силовых факторов в сечениях вала. Проверочный расчет вала и подшипников.В данном курсовом проекте проверочный расчет выполняется только для тихоходного вала, как более нагруженного. Расчет вала проводится на совместное действие изгиба и кручения. Для начала необходимо определить внутренние силовые факторы в сечениях вала. Составляем расчетную схему вала. К быстроходному валу прикладываем силы от зубчатой цилиндрической прямозубой передачи и ременной передачи. Необходимо правильно расположить силы в плоскостях в соответствии с кинематической схемой привода. Размеры участков быстроходного вала а = 87,5 мм, b = 78,5 мм были получены после эскизной компоновки редуктора. На участке вала от точки С до конца выходного участка (рисунок 20) действует также и крутящий момент ТII =172525 Н∙мм, эпюра которого показана на рисунке Рассмотрим вертикальную плоскость XoY (рисунок 20). ![]() ![]() ![]() ![]() После определения реакций в опорах необходимо провести проверку по уравнению ![]() -171,63+343,26-171,63=0 Видим, что тождество выполняется. Значит, реакции в опорах определены правильно. Определим изгибающие моменты в сечениях вала. В точке C изгибающий момент равен: ![]() По рассчитанным значениям строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости (рисунок 20). Рассмотрим горизонтальную плоскость (рисунок 20). ![]() ![]() ![]() ![]() После определения реакций в опорах необходимо провести проверку по уравнению ![]() ![]() Видим, что тождество выполняется. Значит, реакции в опорах определены правильно. Определим изгибающие моменты в сечениях вала. В точке C изгибающий момент равен: ![]() ![]() ![]() В точке B изгибающий момент равен: ![]() ![]() ![]() ![]() По рассчитанным значениям строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости (рисунок 20) Далее необходимо построить суммарную эпюру изгибающих моментов ![]() ![]() В точке С суммарный изгибающий момент равен: ![]() В точке В суммарный изгибающий момент равен: ![]() Опасное сечение в точке B. ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Рисунок 20 – Расчетная схема ведущего вала и эпюры внутренних силовых факторов Для проверки подшипников на долговечность необходимо сначала определить суммарные радиальные реакции в опорах вала. В опоре B (рисунок 20) суммарная реакция ![]() ![]() ![]() В опоре A (рисунок 20) суммарная реакция ![]() ![]() ![]() Выбранные подшипники для быстроходного вала проверяются на долговечность по наиболее нагруженной опоре. В рассматриваемом примере более нагружена опора B, радиальная сила в которой равна ![]() Долговечность выбранных шарикоподшипников Lh , ч, определяется по формуле: ![]() где n = 400 мин-1 - частота вращения быстроходного вала; С =52700 Н - динамическая грузоподъемность подшипника быстроходного вала; Р - приведенная нагрузка, Н, которая для постоянного режима нагружение определяется по зависимости: ![]() где V - коэффициент, учитывающий, какое кольцо подшипника вращается. При вращении внутреннего кольца подшипника V=1; ![]() ![]() ![]() Приведенная нагрузка по формуле (10.4) равна Р = ![]() Долговечность подшипника по формуле (10.3) равна ![]() Вычислим допускаемую долговечность подшипника по формуле: ![]() где Г- годы работы, по заданию 4 года, РД – число рабочих дней в году, по заданию РД=250, С – число рабочих смен, по заданию С=1 смена, Ч – число рабочих часов, Ч=8 часов. [Lh] =8000ч. Lh>[Lh] 903020 ч >6000 ч значит, расчетная долговечность подшипников средней серии выполняется. Цель проверочного расчета быстроходного вала состоит в проверке соблюдения следующего условия в опасном сечении вала: ![]() где S,S – расчетный и допускаемый коэффициент запаса прочности для валов общего назначения S не менее 2,5. Опасным будем считать сечение вала, где возникают наибольшие изгибающие и крутящие моменты. Таким сечением может являться сечение в опоре В. Также опасным может оказаться сечение под колесом. Расчетный коэффициент запаса прочности равен: ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, поэтому амплитуда ![]() ![]() ![]() Где ![]() W – момент сопротивления сечения, ![]() ![]() Для рассматриваемого примера, в котором опасное сечение вала – сплошне, амплитуда цикла ![]() ![]() Т а б л и ц а 16 – Эффективные коэффициенты концентрации напряжений Кσ и Кτ [4, с. 336] ![]() ![]() Т а б л и ц а 17 – значения масштабных факторов ![]() ![]() ![]() Напряжения кручения при нереверсивном вращении вала изменяются по отнулевому циклу, поэтому амплитуда ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Для рассматриваемого примера (опасное сечение вала – сплошное), для которого ![]() Т а б л и ц а 18 – Коэффициенты ![]() ![]() Для рассматриваемого примера коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям равны по формулам (10.8) и (10.9) ![]() ![]() Определяем расчетный коэффициент запаса прочности по формуле (10.7) ![]() Расчетный коэффициент запаса прочности больше допускаемого по условию (10.6), значит, вал работоспособен. |