- •Кубанский государственный технологический университет
- •Содержание
- •Предисловие
- •Введение
- •1 Тематика курсовой работы
- •2 Цель курсовой работы
- •3 Исходные данные для курсовой работы
- •4 Расчет общего коэффициента полезного действия (кпд) привода и требуемой мощности электродвигателя
- •4.1 Пример расчета
- •5 Выбор электродвигателя
- •5.1 Пример расчета
- •6 Определение кинематических и силовых параметров валов привода
- •6.1 Пример расчета
- •7 Расчет зубчатой цилиндрической передачи По заданию на курсовую работу необходимо спроектировать зубчатую цилиндрическую прямозубую передачу редуктора для привода общего назначения.
- •7.1 Пример расчета
- •Уточним фактическое передаточное число передачи
- •8 Расчет цепной передачи
- •Методику расчета цепной передачи с приводной однорядной роликовой цепью проследим на рассматриваемом примере.
- •Рассчитаем действительное давление в шарнире цепи
- •Определим – расчетное число ударов цепи о зуб звездочки [3]:
- •Значение допускаемого коэффициента запаса прочности определяется по данным таблицы 9. Условие (56) выполняется.
- •Рассчитаем диаметр окружности впадин ведущей звездочки , мм
- •9 Расчет клиноременной передачи
- •Определим расчетный диаметр ведомого шкива , мм
- •Определим фактическое передаточное число ременной передачи
- •Проверим отклонение фактического передаточного числа от заданного передаточного числа
- •Определим мощность, передаваемую одним ремнем, по формуле (74)
- •10 Проектный расчет валов
- •11 Эскизная компоновка редуктора
- •11.1 Конструирование валов Шестерня может быть выполнена с валом как одна деталь (вал – шестерня), если выполняется следующее условие
- •11.3 Выбор способа смазки передачи и подшипников
- •11.4 Выбор крышек подшипниковых узлов и уплотнений
- •11.5 Графическая часть эскизной компоновки редуктора
- •12 Определение внутренних силовых факторов в сечениях вала
- •13 Проверка подшипников на долговечность
- •14 Проверочный расчет тихоходного вала
- •15 Выбор шпонок и проверка их на прочность
- •16 Выполнение чертежа общего вида редуктора
- •17 Требования к оформлению курсовой работы
- •Кубанский государственный технологический университет Кафедра технической механики
- •Перечень основных частей редуктора
- •Детали машин
- •Учебное пособие
- •Цена р.
14 Проверочный расчет тихоходного вала
Цель проверочного расчета состоит в проверке соблюдения следующего неравенства в опасном сечении вала
, (93)
где – расчетный и допускаемый коэффициент запаса прочности (= 2,5 … 3,0 для валов общего назначения).
Опасным будем считать сечение вала, где возникают наибольшие изгибающие и крутящие моменты. В рассматриваемом примере таким сечением является сечение в опоре В (рисунок 17). Также опасным может оказаться сечение под колесом.
Расчетный коэффициент запаса прочности равен [4]
, (94)
где коэффициенты запаса прочности соответственно по нормальным и касательным напряжениям, рассчитываемые по формулам [4]
,
, (95)
где пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения, МПа. Выбираем материал вала – сталь 40Х, термообработка – улучшение:т =750 МПа, В = 900 МПа [4, с. 88]. Тогда пределы выносливости материала вала определяются по эмпирическим зависимостям [4, с. 297]
,
; (96)
эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении в опасном сечении, которые выбираются по виду концентратора напряжений в таблице 18. Для рассматриваемого примера определим соотношение размеров (рисунок 13): t/r = 2,5/1,0 = 2,5; r/d = 1/40 = 0,025. Учитывая, что для материала вала = 900 МПа, определим коэффициентыинтерполированием по данным таблицы 18
;
– коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности вала. Его значение выбирают в интервале = 0,9 … 1,0, [4];
–масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений, выбираемые интерполированием по данным таблицы 19. Для рассматриваемого примера ;
–амплитуды циклов напряжений, МПа;
–средние значения циклов напряжений, МПа;
–коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла на коэффициент запаса прочности.
Таблица 18 – Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и[3, с. 271]
Размеры |
при , МПа |
при , МПа | |||||
t/r |
r/d |
500 |
700 |
900 |
500 |
700 |
900 |
Для ступенчатого перехода с канавкой (рисунок 13) | |||||||
1 |
0,01 |
1,35 |
1,40 |
1,45 |
1,30 |
1,30 |
1,30 |
0,02 |
1,45 |
1,50 |
1,55 |
1,35 |
1,35 |
1,40 | |
0,03 |
1,65 |
1,70 |
1,80 |
1,40 |
1,45 |
1,45 | |
0,05 |
1,60 |
1,70 |
1,80 |
1,45 |
1,45 |
1,55 | |
0,10 |
1,45 |
1,55 |
1,65 |
1,40 |
1,40 |
1,45 | |
2 |
0,01 |
1,55 |
1,60 |
1,65 |
1,40 |
1,40 |
1,45 |
0,02 |
1,80 |
1,90 |
2,00 |
1,55 |
1,60 |
1,65 | |
0,03 |
1,80 |
1,95 |
2,05 |
1,55 |
1,60 |
1,65 | |
0,05 |
1,75 |
1,90 |
2,00 |
1,60 |
1,60 |
1,65 | |
3 |
0,01 |
1,90 |
2,00 |
2,10 |
1,55 |
1,60 |
1,65 |
0,02 |
1,95 |
2,10 |
2,20 |
1,60 |
1,70 |
1,75 | |
0,03 |
1,95 |
2,10 |
2,25 |
1,65 |
1,70 |
1,75 | |
5 |
0,01 |
2,10 |
2,25 |
2,35 |
2,20 |
2,30 |
2,40 |
0,02 |
2,15 |
2,30 |
2,45 |
2,10 |
2,15 |
2,25 | |
Для шпоночных пазов, выполненных фрезой | |||||||
Концевой |
1,60 |
1,90 |
2,15 |
1,40 |
1,70 |
2,00 | |
Дисковой |
1,40 |
1,55 |
1,70 |
Напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, поэтому амплитуда , МПа, и среднее значение цикла, МПа, равны
, (97)
где – максимальный изгибающий момент, Н мм, в опасном сечении вала (см. эпюру изгибающих моментов, рисунок 17,е);
–момент сопротивления сечения, мм3, который равен: для круглого сплошного сечения вала , а для сечения со шпоночным пазом
, (98)
где – диаметр вала в опасном сечении, а размеры шпоночного паза приведены в таблице Б.12.
Таблица 19 – Значения масштабных факторов [4, с. 301]
Сталь |
Диаметр вала, мм | ||||||
20 |
30 |
40 |
50 |
70 |
100 | ||
Углеродистая |
0,92 |
0,88 |
0,85 |
0,82 |
0,76 |
0,70 | |
0,83 |
0,77 |
0,73 |
0,70 |
0,65 |
0,59 | ||
Легированная |
0,83 |
0,77 |
0,73 |
0,70 |
0,65 |
0,59 |
Для рассматриваемого примера (опасное сечение вала – сплошное),
поэтому амплитуда цикла , МПа, определится по формуле
.
Напряжения кручения при нереверсивном вращении вала изменяются по отнулевому циклу, поэтому амплитуда , МПа, и среднее значение цикла, МПа, равны
, (99)
где – крутящий момент в опасном сечении вала, Н мм, (см. эпюру крутящих моментов, рисунок 17,ж);
–полярный момент сопротивления сечения, мм3, который равен: для круглого сплошного сечения вала , а для сечения со шпоночным пазом
, (100)
где – диаметр вала, мм, в опасном сечении вала, а размеры шпоночного паза приведены в таблице Б.12.
Для рассматриваемого примера (опасное сечение вала – сплошное), для которого
.
Коэффициенты выбираются из ряда[4]:
в, МПа |
550 |
750 |
1000 |
|
0,05 |
0,075 |
0,10 |
|
0 |
0,025 |
0,05 |
Для рассматриваемого примера коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям равны по формулам (95)
;
.
Расчетный коэффициент запаса прочности равен по формуле (94)
.
Расчетный коэффициент запаса прочности больше допускаемого по условию (93), значит, вал работоспособен. Практика расчетов показывает, что условие (93) всегда выполняется.