Курсовой проект по дисциплине «Детали машин»



страница8/10
Дата09.01.2018
Размер0.89 Mb.
Название файлаПояснительная записка.doc
ТипКурсовой проект
1   2   3   4   5   6   7   8   9   10
Промежуточный вал

Принимаем с компоновки:

L2=95,2

L3=88,4

a2 = Tn2 / 2 + e · (d + D) / 6 = 23,9 мм

Для промежуточного вала выбираем конические однорядные подшипники средней серии 7313А с размерами d = 65 мм, D = 140 мм, Т = 36,5, е =0,35. Определение составляющих опорных реакций и изгибающих моментов.

Рассмотрим плоскость YOZ:

Σ МCY = 0 Σ МDY = 0

Fa2 · dm2 / 2 – Fr2 · L2 + Fr3 · (Ln2 - L3) + Fa3 · dw2 /2 - RDY · Ln2 = 0.

Fa3 · dw2 /2 – Fr3 · L3 + Fr2 · (Ln2 - L2) + Fa2 · dm2 /2 - RCY · Ln2 = 0.







dm2 = 0,857 · de2 = 0,857 · 303,8295= 260,4 мм

FУ = 0

RСУ - Fr2 + Fr3 - RDУ = 2415-5222+7725-4900≈0

Построение эпюры изгибающих моментов

Участок 1:

МZ1 = 0; - RCУ · Z1 = МZ1

0  Z1  L 2

Z1 = 0 МZ1 = - RCУ · 0 = 0.

Z1 = L2 МZ1 = - RCУ · L2 = -2415 · 0,088= -212,5

Участок 2:

МZ2 = 0; - RCУ · (L2 + Z2) + Fr2 · z2 + Fa2 · dm2 / 2 = Мz2

0  Z2  (Ln2 - L3 - L2 )

Z2 = 0

МZ2 = - RCУ · L2 + Fa2 · dm2 / 2 = -2415 · 0,0952 + 1530 · 0,13 = -31 Н·м

Z2 = Ln2 - L3 - L2

МZ2 = - RCУ · (Ln2 - L3) + Fr2 · (Ln2 - L3 - L2) + Fa2 · dm2 / 2 = -2415 · (0,2642-0,0884)+5222(0,2642-0,0884-0,0952)+1530·0,2604/2 = 193 Н·м

Участок 3:

МZ3 = 0;

- RCУ · (Ln2- L3+z3)+Fr2 · (Ln2 - L3- L2 +z3)+Fa2 · dm2 / 2 - Fr3 · Z3 +Fa3 · dw3 / 2 = МZ3

0  Z3  L3

Z3 = 0; MZ3= – 2415 · (0,2642 – 0,0884+0,0335) + 5222·(0,2642 – 0,0884 – 0,0952+ 0,0335) + 1530·0,2604/2 - 7725·0,0335 + 5160·0,0928/2 = 284 Н·м

Z3 = L3

МZ3 = - RCУ · Ln2 + Fr2 · (Ln2 - L2) + Fa2 · dm2 / 2 - Fr3 · L3 + Fa3 · dw3 / 2 =

= -2415·0,2642 + 5222·(0,2642 - 0,0952) + 1530·0,2604/2 - 7725·0,0884/2 + 5160·0,0928/2=0

Рассмотрим плоскость XOZ:

 MCХ = 0;

Ft2 · L2 + Ft3 · (Ln2 - L2) – RDХ · Ln2 = 0.

RDХ=Ft2·(L2/Ln2)+Ft3·(1-L3/Ln2)=6581,4·0,0952/0,2642+20585·(1-0,0884/0,2642)=16 070 Н  MDХ = 0;

-Ft3 · L3 – Ft2 (Ln2 – L2) + FCX · Ln2=0

RCX=11097,5 Н

 X = 0; RСХ - Ft2 - Ft3 + RDХ = 11097,5-6581,4-20585+16070≈0

Построение эпюры изгибающих моментов

Участок 1:

МZ1 = 0; RCХ · Z1 = МZ1

0  Z1  L 2

Z1 = 0 МZ1 = RCХ · 0 = 0.

Z1 = L2 МZ1 = RCХ · L2 = 11097,5·0,0952=1056,5 Н

Участок 2:

МZ2 = 0; RCХУ · (L2 + Z2) + Ft2 · z2 = Мz2

0  Z2  (Ln2 - L3 - L2)

Z2 = 0 МZ2 = RCХ · L2 = 11097,5·0,0952=1056,5 Н

Z2 = Ln2 - L3 - L2

МZ2 = RCХ · (Ln2 - L3) - Ft2 · (Ln2 - L3 - L2) = 1420,5 Н

Участок 3:

МZ3 = 0;

RCХ · (Ln2 - L3 +z3) - Ft2 · (Ln2 - L3 - L2 + z3) - Ft3 · Z3 = МZ3

0  Z3  L3

Z3 = 0

МZ3 = RCХ · (Ln2 - L3) - Ft2 · (L n2 - L3 - L2 ) = 1420,5 Н

Z3 = L3

МZ3 = RCХ · Ln2 - Ft2 · (Ln2 - L2) - Ft3 · L3 = 0 Н



Крутящий момент нагружает промежуточный вал на участке между шестерней и колесом и равен Т2 = 955 Н·м

Суммарные радиальные нагрузки на опоры равны

Суммарный изгибающий момент под коническим колесом:
Суммарный изгибающий момент под цилиндрической шестерней:


Тихоходный вал


Принимаем 4 = 2 + (bw3 - bw4) / 2 = 26,3

Для тихоходного вала ориентировочно выбираем подшипники роликовые радиально-упорные легкие широкие 7522 с размерами d = 110 мм, D = 200 мм, B=56 мм. Колесо, расположенное на тихоходном валу, находится зацеплении с шестерней промежуточного вала, поэтому при компоновке третьего вала строго выдерживаем положение центра зубчатого зацепления.

Расчетные расстояния:

L5 = bw4 /2 + 4 + Bn / 2 = 104,3 мм

L4 = bw3 /2 + 3 + Lcт + 2 + Bn / 2 = 191,7 мм

Определение составляющих опорных реакций и изгибающих моментов

Рассмотрим плоскость YOZ:



FУ = 0 REУ + RKУ - Fr4 = 0;

Построение эпюры изгибающих моментов

Участок 1:

МZ1 = 0; - RЕУ · Z1 = МZ1

0  Z1  L 4

Z1 = 0 МZ1 = - RЕУ · 0 = 0.

Z1 = L4 МZ1 = - RЕУ ∙ L4 = -2970·0,1917= -570 Н·м

Участок 2:

МZ2 = 0; - RЕУ · (L4 + Z2) + Fa4 · dw4 /2 – Fr4 · z2 = Мz2

0  Z2  L 5

Z2 = 0

МZ2 = - RЕУ · L4 + Fa4 · dw4 / 2 = -570 + 7725 · 0,3969/2 = 963

Z2 = L5

МZ2 = - RЕУ · (L4 + L5) + Fa4 · dw4 / 2 + Fr4 · L5 = 0

Тихоходный вал редуктора соединяется с валом барабана посредством муфты. Учитывая, что редуктор и барабан не располагаются на общей раме, для компенсации возможной в этом случае несоосности используем цепную муфту 6. Эта муфта должна передавать крутящий момент Т111 = 4150 Н·м и диаметр вала в месте посадки d111 = 110 мм. По табл. 11.4, с. 275 6 выбираем муфту цепную 4000-110 ГОСТ 20742 – 81 с длиной полумуфты Lм = 94 мм делительным диаметром звездочки dд = 229 мм. 6, с. 148

dд = t / sin 180/z = 229

где t = 50,8 – шаг цепи, z = 14 – число зубьев звездочки.

Нагрузка от муфты определяются по формуле

Fm = 0,2 · (2 · T3 /d д ) = 7250 Н

С достаточной точностью можно принять, что сила Fm приложена к тихоходному валу редуктора на расстоянии L6 = 1,5 · Lм = 225 мм от опоры Е.

Принимаем, что сила Fm действует в наиболее опасной плоскости XOZ, где наибольшие нагрузки на вал.

Рассмотрим плоскость XOZ.

MEХ = 0

FM · L6 – Ft4 · L4 + RKХ · (L4 + L5) = 0



MKХ = 0



Ft4 · L 5 – REХ · (L4 + L5) + FM · (L4 + L5 + L6) = 0

 FХ = 0;

REХ - FM - Ft4 + RKХ = 20 000 + 7250 – 20585 – 7820 ≈ 0

Построение эпюры изгибающих моментов.

Участок 1:

МZ1 = 0; FM · Z1 = МZ1

0  Z1  L 6

Z1 = 0 МZ1 = FM · 0 = 0

Z2 = L6 МZ1 = FM · L6 = 7250 · 0,225 = 1631,25 Н

Участок 2:

МZ2 = 0; FM · (L6 + Z2) - REХ · z2 = Мz2

0  Z2  L4

Z2 = 0 МZ2 = FM · L6 = 7250 · 0,225 = 1631,25 Н

Z2 = L4

МZ2 = FM · (L6 + L4) - REХ · L4 = 7250·(0,225+0,1917)-20000·0,1917=-813 Н

Участок 3:

МZ3 = 0;

FM · (L6 + L4 + z3) - REХ · (L4 + z3) - Ft4 ·Z3 = МZ3

0  Z3  L5

Z3 = 0

МZ3 = FM · (L6 + L4) - REХ · L4 = -813 Н

Z3 = L5

МZ3 = FM · (L6 + L4 + L5) - REХ · (L4 + L5) + Ft4 · L5 = 0

Крутящий момент нагружает тихоходный вал на участке от зубчатого колеса до муфты и передается на вал барабана Т111 = 4152 Н·м



Суммарные радиальные нагрузки на опоры равны:



Суммарный изгибающий момент под зубчатым колесом:


4.7 Подбор подшипников

4.7.1 Быстроходный вал

Выбираем подшипник 7212, e= 0,3 . Минимальный срок службы подшипника Lh = 10 000 часов. Осевая сила на валу Fа1 = 5222 Н направлена к опоре В. Осевые составляющие Si от действия радиальных сил 10, с. 216

SА = 0,83 · е · FrA = 930 Н

SB = 0,83 · е · FrB = 2462

Здесь SА  SВ ; Fа1 = 5222 Н

Определяем расчетные осевые силы в опорах 10, с.217:

FаА = SА = 930 H

FаВ = SВ + Fа1 = 2462 + 5222 = 7684 Н

В данном случае, очевидно, что радиальная и осевая нагрузки больше в опоре В. Проверим долговечность подшипника наиболее нагруженной опоры.

Определяем 10, с.212

FаВ / V FrB = 0,66 > e=0,3

Где V – коэффициент при вращении внутреннего кольца V=1, при вращении наружного V=1,2.

Находим коэффициенты радиальной Х и осевой нагрузки Y. По табл. 9.18 10,с.402. Х=0,4; Y=1,947

Эквивалентная нагрузка в опоре В 10,с.212:

РВ = (X · V · FrB +Y · FaB)·Кб·Кт = (0,4 · 1 · 9888 + 1,95 · 7684) · 1 = 15000 Н

Кт =1 – температурный коэффициент 10, с.214.



Расчетная долговечность 9, с. 3

Где С – динамическая грузоподъемность;

m – показатель степени (m = 3 для шариковых и m=10/3 для роликовых подшипников);

a1коэффициент долговечности;

a23 – коэффициент условий работы

В каталогах указаны значения С и коэффициента надежности S = 0,9;

a1=1. Если вероятность безотказной работы отличается от 0,9, то это учитывают коэффициентом a1 9, с.3.

Значения коэффициентов условий работы a23 лежат в диапазоне

0,1  a23  5 9,с.3, при нормальных условиях смазывания (смазывание разбрызгиванием или консистентной смазкой) принимают a23 = 1.

Долговечность приемлема 10000 ч < Lн =11500≤ 36000 ч

Такой же подшипник установлен и в менее нагруженной опоре А.
4.7.2 Промежуточный вал.

Проверяем долговечность выбранного подшипника 7313 (коэффициент осевого нагружения е = 0,3).

Осевая сила на валу Fа11 = Fа3 - Fа2 = 5160 – 1530 = 3630 Н

направлена к опоре D.

Осевые составляющие Si от действия радиальных сил 10, с. 216

SС = 0,83 · е · FrC = 0,83 · 0,3 · 11357 = 2830 Н

SD = 0,83 · е · FrD = 0,83 · 0,3 · 16800 = 4183 Н

Определяем расчетные осевые силы в опорах 10, с.217:

FаC = SC = 2830 Н

FаD = SD + Fа11 = 4183 + 3630 = 7813 Н

В данном случае, очевидно, что радиальная и осевая нагрузки больше в опоре D. Проверим долговечность подшипника наиболее нагруженной опоры.

Определяем:

FаD / V · FrD = 7813/16800=0,465 > е=0,31

Находим коэффициенты радиальной Х и осевой нагрузки Y.

По табл. 9.18 10,с.402. Х=0,4; Y=1,947

Эквивалентная нагрузка в опоре D 10,с.212:



РD = (X · V · FrD + Y · FaD) · Кб · Кт = 21 916 Н

Расчетная долговечность:


Такой же подшипник установлен и в менее нагруженной опоре С.

4.7.3 Тихоходный вал

Осевая сила на валу F111 = Fа4 = 7725 Н и направлена к опоре Е

Определяем параметр 9,с.9  = L / dn = (159+74)/90=2,6<10

Где L – расстояние между опорами L = L4 + L5

dn - внутренний диаметр подшипника.

Для валов малой жесткости   10 рекомендуется использовать двухрядные сферические шарико- и роликоподшипники 9,с.9 . Считаем , что осевая сила воспринимается более нагруженным подшипником, тогда 9,с.9

f = Fа4 / Fr = Fа111 / FrЕ = 7725/20220=0,35<0,35

Где Fr – радиальная нагрузка на наиболее нагруженный подшипник.

Со = 300000

Составляем отношение

Fа / Со = 0,0746

и определяем параметр осевого нагружения

9, с.14

е = 0,518 · (Fа о ) 0,24 = 0,278

Сравниваем f и е

Эквивалентная нагрузка в опоре Е

РЕ = (X · V · FrE +Y · FaE ) · Кб · Кт = 30000 Н

Определяем расчетную долговечность:




4.8 Уточненный расчет валов

Расчет вала на усталостную прочность заключается в определении коэффициента прочности в опасном сечении и сопоставлении его с допускаемым значением 9, с. 20

S = S · S / (S2+S2)1/2  S

где S - допускаемый коэффициент запаса прочности, рекомендуется принимать S =2,5;

S и S - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.
4.8.1 Быстроходный вал

Значения S и S определяются по формулам 9,с. 20

S = -1 / (а · КD / KC +  m),

S = -1 / (a · KD / KC +  m)

Где -1 , -1 - пределы выносливости стали при изгибе и кручении,

KC , KC - коэффициенты долговечности,

- коэффициенты ассиметрии циклов;

а и a – амплитудные, m m - средние значения нормальных и касательных напряжений;

КD KD - приведенные эффективные коэффициенты концентрации напряжений в детали. Предел выносливости зависит от предела прочности материала вала

В и определяется по формулам 9,с.20:

-1 = 0,43 · В - для углеродистых сталей;

-1 = 0,35 · В + 100 - для легированных сталей;

-1 = 0,58 · -1.

Материал быстроходного вала сталь 40ХН ГОСТ 4543-71

-1 = 0,35 · В +100= 422 МПа

-1 = 0,58 · -1 = 245 МПа

Коэффициенты КD и KD равны 7,с.20:

КD = ( К /  +  - 1 )/у , KD = (K /  +  - 1 )/у ,

Где К и K - эффективные коэффициенты концентрации напряжений,

и - масштабные факторы,  - фактор шероховатости,

у - коэффициент , учитывающий поверхностное упрочнение вала. Фактор шероховатости зависит от способа обработки поверхности вала и прочности материала вала 9,с.20

 = 0,97 – 1,5 · 10-4 (В – 400) - для шлифованной поверхности,

 = 0,96 – 2,5 · 10-4 (В – 400) - при чистовой обточке,

 = 0,9 – 3 · 10-4 (В – 400) - при грубой обточке.

Для быстроходного вала ( чистовая обработка )

 = 0,96 – 2,5 · 10-4 (В – 400) = 0,83.

При отсутствии упрочнения поверхности вала принимают у =1, иначе – по табл. 4 9,с.21. Опасным сечением для быстроходного вала является сечение под опорой В, где действует максимальный изгибающий момент

Концентратом напряжений в данном сечении является запрессовка подшипника. Для оценки концентрации напряжений в местах установки на валу деталей с натягом используют отношение К /  и K /  = 0,4 + 0,6 · К / .

Для быстроходного вала при dп=45 и σв=920 МПа

К /  = 4,36 по табл. 12.18 1,с.215.

K /  = 0,4 + 0,6 · К /  =0,4 +0,6 · 4,36=3,02

Определяем коэффициенты КD и KD

КD = ( К /  +  - 1 )/у=(4,36 + 0,83 - 1)=4,19

KD = (K /  +  - 1 )/у=( 3,02 + 0,83 -1)=2,85


Коэффициент ассиметрии цикла вычисляют по формуле 9,с.22

= 0,02 · (1 + 0,01 В )=0,02 + (1 + 0,01 · 920)=0,2

= 0,5  =0,5 · 0,2=0,01

При определении амплитудных и средних значений напряжений цикла при изгибе учитывают его симметричный характер.

а = Ми max · 103 / WХ = 263 · 103 / 16334 = 16 МПа

Где WХ – осевой момент сопротивления сечения вала в мм3

WХ =  · dn3 /32 = 3,14 · 553 / 32 = 16334 мм3

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений при наличии осевой нагрузки Fа

м = 4 · Fа / · dn2 = 4 · 4300 /3,14 ·552 = 1,81 МПа

Для касательных напряжений более характерным является отнулевой цикл, что позволяет принять

а = м = 500 · Т1 / W = 500 · 283 / 32668 = 4,3 МПа

где W - полярный момент сопротивления в мм3,

W =  · dn3 /16 = 16334 · 2 = 32 668




Поделитесь с Вашими друзьями:
1   2   3   4   5   6   7   8   9   10


База данных защищена авторским правом ©coolnew.ru 2019
обратиться к администрации

    Главная страница
Контрольная работа
Курсовая работа
Теоретические основы
Лабораторная работа
Методические указания
Общая характеристика
Рабочая программа
Теоретические аспекты
Методические рекомендации
Пояснительная записка
Практическая работа
Дипломная работа
Федеральное государственное
История развития
Общие сведения
Учебное пособие
Основная часть
Физическая культура
Теоретическая часть
Направление подготовки
государственное бюджетное
Самостоятельная работа
История возникновения
Практическое задание
Методическая разработка
Краткая характеристика
Выпускная квалификационная
квалификационная работа
бюджетное учреждение
Название дисциплины
государственное образовательное
Гражданское право
Российская академия
Общие положения
образовательное бюджетное
Уголовное право
образовательная организация
история возникновения
Общая часть
теоретические основы
Понятие сущность
Современное состояние
прохождении учебной
Фамилия студента
Правовое регулирование
Техническое задание
Методическое пособие
Финансовое право
Финансовое планирование
Физические основы
Технология производства