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

• Название: Курсовой проект по прикладной механике является самостоятельной работой студента, завершающей изучение этой дисциплины. В процессе разработки проекта применены
• Анкор: Курсовая работа по прикладной механике и деталям машин
• Дата: 03.12.2021
• Размер: 1.73 Mb.
• Имя файла: приклад курсач.docx
• Тип: Курсовой проект; #290216
• страница: 11 из 12

9 Эскизная компоновка редуктора

Диаметр ступицы найдём по формуле:

округлим до ближайшего стандартного значения и получим:

Длину ступицы найдём по формуле:

округлим до ближайшего стандартного значения и получим: ;

Длину участков под полумуфты найдём по формуле:

округлим до ближайшего стандартного значения и получим:

округлим до ближайшего стандартного значения и получим:

Определим расстояние от границы внутренней полости до границы выходного участка вала:

(9.1)

Определим высоту бабышки:

(9.1.1)

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:

в этом случае:



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

мм
М8	24
М10	28
М12	33
М16	40
М20	48
М24	55

Найдем значения , по формулам (9.1.1) и (9.1)







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 Т_II =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:

Z_A∙a,



В точке B изгибающий момент равен:

,

H∙мм

По рассчитанным значениям строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости (рисунок 20)

Далее необходимо построить суммарную эпюру изгибающих моментов , (рисунок 20) по зависимости:

(10.1)

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 ,Н, равна:

, (10.1)

=1790,54 Н.

В опоре A (рисунок 20) суммарная реакция ,Н, равна:

, (10.2)

=1188,06 Н.

Выбранные подшипники для быстроходного вала проверяются на долговечность по наиболее нагруженной опоре. В рассматриваемом примере более нагружена опора B, радиальная сила в которой равна 1790,54 Н.

Долговечность выбранных шарикоподшипников L_h , ч, определяется по формуле:

, (10.3)

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:

(10.4)

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

903020 ч.

Вычислим допускаемую долговечность подшипника по формуле:

(10.5)

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.

[L_h] =8000ч.

L_h>[L_h] 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:

(10.6)

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:

(10.7)

где , коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям, рассчитываемые по формулам

(10.8)

(10.9)

где , пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения, МПа. Выбираем материал вала – сталь 40Х, термообработка – улучшение: = 750 МПа, МПа. Тогда пределы выносливости материала вала определяются по эмпирическим зависимостям:







– коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности вала. Его значение принимают =0,9

, - масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений, выбираемые интерполированием по данным таблицы 16. Для рассматриваемого примера

амплитуды циклов напряжений, МПа;

, средние значения циклов напряжений, МПа;

коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла на коэффициент запаса прочности.

Напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, поэтому амплитуда МПа, и среднее значение цикла , МПа, равны

(10.10)

Где максимальный изгибающий момент, Нмм, в опасном сечении вала;

W – момент сопротивления сечения, , который равен: для круглого сплошного сечения вала , где d – диаметр вала в опасном сечении.

Для рассматриваемого примера, в котором опасное сечение вала – сплошне, амплитуда цикла , МПа, определяется по формуле



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 и [4, с. 336]



Напряжения кручения при нереверсивном вращении вала изменяются по отнулевому циклу, поэтому амплитуда , МПа, и среднее значение цикла , МПа, равны

(10.11)

полярный момент сопротивления сечения, мм3 , который равен: для круглого сплошного сечения вала , а для сечения со шпоночным пазом, где d – диаметр вала, , в опасном сечении вала.

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.