![](/user_photo/2706_HbeT2.jpg)
- •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 коэффициенты
интерполированием
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 |
|
| |||||
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.