125885 (690738), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

Принимаем диаметр вала под подшипниками

4.2 Проверочный расчет тихоходного вала

Определяем силы в зацеплении.

Определим реакции в эпюрах и строим эпюры изгибающих моментов, а также эпюры крутящих моментов.

Рассмотрим реакции от сил , действующих в вертикальной плоскости.

Сума проекций

Сумма моментов

Выражаем В1

В1=Fr/2-Fad/2l=11646.06/2-13250.073/2×0.2=5581.22 H

Реакция от сил Ft и Fм действующих в горизонтальной плоскости

A2+B2+Fм-Ft=0

Сумма моментов

4.3 Расчет вала на усталостную прочность

Сечение I-I под шестерней и сечение II-II рядом с подшипником. Для I-I сечения изгибающий момент:

По таб. 15.1[2], для шпоночного паза - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении.

По графику рис. 15.5[2] определяем масштабный фактор Кd=0,62

По графику рис. 15.5[2] для шлифованного вала эффективный коэффициент концентрации напряжения .

По формулам 15.4[2] с учетом 15.5 принимаем по формуле 15.6 , -коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости.

где амплитуды постоянных составляющих циклов напряжений.

Запас сопротивлений усталости только по изгибу.

Запас сопротивлений усталости только по кручению.

Определим запас сопротивления усталости.

Определяем запас сопротивления усталости II-II сечения, для этого определим изгибающий момент.

Напряжение изгиба.

Напряжение кручения.

Принимаем радиус галтели r=2 мм

Определим запас сопротивления усталости, но сначала найдем

r/d=0,002/0.07=0.3

- коэффициенты концентрации напряжения при изгибе и кручении.

Больше напряжено I-I сечение.

4.4 Расчет вала на статическую прочность

Проверяем статическую прочность при нагрузках – формула 15.8[2]. При

перегрузках напряжения удваиваются и для I-I сечения

Определим допускаемое напряжение.

Тогда эквивалентные напряжения.

Условие прочности выполняется.

4.5 Проверка жесткости вала

Прогиб в верхней плоскости от силы Fr

От момента Ма прогиб равен нулю. Прогиб в горизонтальной плоскости от силы Fr и Fм

Суммарный прогиб равен

Допускаемый прогиб равен

Условие прочности и жесткости выполняется.

5 Выбор подшипников качения

Частота вращения вала в месте установки подшипников

допускается двукратные перегрузки, температура подшипника t<100 C.

Реакции опор:

Учитывая сравнительно небольшую силу Fa, предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники узкой средней серии, условное обозначение 314

5.1 Проверочный расчет подшипников качения левой опоры

-эквивалентная нагрузка

где: Fa/C0=0,021 => l=0,21

Исходя из условия Fa/VFr=0,067

Выбираем Х=1 ; Y=1 – коэффициент радиальной и осевой нагрузок.

- коэффициент безопасности, - температурный коэффициент.

Найдем динамическую грузоподъемность, если а1=1 – коэффициент учитывающий вероятность безотказной работы а2=1 ир=3

Паспортное значение С превышает потребное. Целесообразно замена подшипника на легкую серию, условное обозначение 214 у которого С=618000 Н. Проверяем расчет Fa/C0=0,035 ; l=0,23. Т.к. Fa/VFr по прежнему меньше l, дальнейший расчет сохраняется.

5.2 Проверка подшипников качения по статической грузоподъемности

По формуле 16.33[2] Х0=0,6 ; Y0=0,5 – коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок. Учтем также двукратную нагрузку

Р0=2(Х0Fr+Y0Fa)=2(0,6 19933,894+0,5 1325)=25245,67 Н

Условие соблюдается.

6 Расчет открытой зубчатой передачи

6.1 Подбор материала колес

Ст.5 , твердость 170НВ , , термообработка – нормализация.

Контактные

Изгибные

Допускаемые изгибные напряжения

где: YA- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки

YN- коэффициент долговечности

6.2 Расчет модуля

- коэффициент учитывающий форму зуба. Расчет производят для элемента пары “шестерня-колесо”, у которого меньшая величина

- коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра

- коэффициент, учитывающий неровность распределения нагрузки по ширине венца

- коэффициент внешней диаметрической нагрузки.

Принимаем в соответствии с ГОСТом.

6.3 Выбор основных параметров передачи

Определим диаметры зубчатых колес:

делительные

вершин зубьев

Межосевое расстояние

Ширины венцов зубчато колеса ; шестерни

6.4 Проверка расчетных напряжений изгиба

- окружная сила в зацеплении

- окружная скорость колес

Удельная окружная диаметрическая сила

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку.

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса.

- удельная расчетная окружная сила.

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

- удельная расчетная окружная сила при изгибе зуба.

Расчетные напряжения изгиба зуба.

7 Расчет шпоночных соединений

Рассчитываем шпонку, находящуюся на выходном конусе тихоходного вала.

тогда произведем расчет шпоночного соединения на смятие.

8 Выбор муфт

Муфты выбираем исходя из значений допускаемых крутящих моментов. Для соединения редуктора с валом электродвигателя принимаем муфту типа МУВП ГОСТ 20884-93 с крутящим моментом 0,55 . Так как в этом случаи электродвигатель является фланцевым, то муфта выбирается одна.

9 Смазка редуктора

Смазка осуществляется окунанием зубьев червячного колеса в масленую ванну. Оптимальный уровень масла составляет 4m (модуля) от начала червяка. Для смазки червячной передачи принимается масло повышенной вязкости. Вязкость масла рекомендуется выбирать в зависимости от скорости скольжения. Принимаем индустриальное масло ИОН ГОСТ 10799-75. Смазка подшипников качения осуществляется из общих масленых ванн соответственно.

Заключение

При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.

Целью данного проекта является проектирование привода цепного конвейера, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.

В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.

Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта.

Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям. Это видно из следующего:

1. Для изготовления червячного колеса назначаем материал БРАЖ9-4. У которой . Для изготовления червяка используем сталь 40Х, закалка 54HRC, витки нужно шлифовать и полировать. Данные материалы обладают удовлетворительными свойствами.

2. По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.

3. По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений. Допускается перегрузка.

4. Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого.

5. Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.

6. При расчете был выбран электродвигатель модели 4А132S1343, который удовлетворяет требования.

Список использованных источников

1. Глаголев В.Б. “Детали машин. Проектирование механизмов и машин”. Методические указания по выполнению расчетно-графической работы №2 для студентов – Могилев: МГТУ. 2001-25с

2. Иванов М.И. “Детали машин”. Учебник для студентов вузов/под редакцией В.А. Филогенова. в-е изд. перераб – М: Высшая школа 1998-383с.

3. Детали машин проектирование : Учеб. пособ/ Л.В. Курмаз, А.Т. Скобейда – Мн : УП “Технопринт”,2001-290с.

Характеристики

Список файлов курсовой работы