Механика.Детали машин

Полярный момент сопротивления опасного сечения:
Wк=π∙d3/16=π∙353/16=8418 мм3. (8.4)
Определим амплитудное значение напряжений
τα=0,5∙Т2/Wк=0,5∙33000/8418=2 МПа.

Выходной вал
Определим реакции опор (см. рисунок 3).
Реакции опоры А:
Реакции опоры А:
RAx∙73- F∙78,5- Ft∙36,5=0;
RAx=(F∙78,5+Ft∙36,5)/73=(0,2∙78,5+0,9∙36,5)/73=0,7 кН;
RAy∙73- Fr∙36,5=0;
RAy=Fr∙36,5/73=0,3∙30/60=0,15 кН;
Реакции опоры В:
RВx∙73- F∙151,5- Ft∙36,5=0;
RВx=(Ft∙36,5-F∙151,5)/73=(0,9∙36,5-0,2∙151,5)/73=0;
RВy∙73- Fr∙36,5=0;
RВy= Fr∙36,5/73=0,3∙36,5/730=0,15 кН;
Проверка:
ΣХ=0; Ft- RAx-RВx- F =0; 0,9-0,7-0-0,2=0;
ΣY=0; Fr-RAy-RВy=0; 0,3-0,15-0,15=0.
Условия равновесия выполняются, следовательно, расчёт реакций выполнен верно.


Рисунок 3. Расчётная схема выходного вала
Определим суммарный изгибающий момент в сечениях посадки зубчатого колеса (МСЗ) и подшипника В (МСВ) по формуле (8.1).
Мхз= RAx∙36,5=0,7∙36,5=26 кН∙мм;
Муз= RAy∙36,5=0,2∙36,5=7 кН∙мм.
.

МхВ= F∙78,5=0,2∙78,5=16 кН∙мм;
МуВ= 0.
МСВ=16 кН∙мм.
Определим моменты сопротивления для определения опасного сечения.
Осевые моменты сопротивления:
WЗ=π∙d3/32-b∙t∙ (d-t)2/(2∙d), (8.5)
где d=40 мм – диаметр вала,
t=5 мм – глубина шпоночной канавки,
b=8 мм – ширина шпоночной канавки.
Wз= π∙403/32-8∙5∙(40-5)2/(2∙40)=5671 мм3.
WВ=π∙d3/32 = π∙353/32=4209 мм3.
где d=35 мм – диаметр вала.
Амплитудные значения нормальных напряжений:
σαз=Мсз/Wз =26000/5671=5 МПа;
σαВ=МсВ/WВ =15700/4209=4 МПа.
Место посадки колеса является опасным, т.к. амплитудные значения нормальных напряжений в нем имеют наибольшее значение.
Полярный момент сопротивления опасного сечения:
Wк=π∙d3/16-b∙t∙ (d-t)2/(2∙d)=π∙403/16-8∙5∙(40-5)2/(2∙40)=11954 мм3.
Определим амплитудное значение напряжений
τα=0,5∙Т2/Wк=0,5∙62000/11954=3 МПа.




Проверочный расчёт валов на усталостную прочность
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому.
Проверим входной вал.
Условие прочности примет вид:
(9.1)
где nσ и nτ – запасы прочности вала по нормальным и касательным напряжениям;
[n]=1,75 – допускаемый запас прочности.
nσ =σ-1/(кσ∙σα∙εσ-1+ψσ∙σm), (9.2)
где σ-1=0,43∙σв – предел выносливости материала вала по нормальным напряжениям при симметричном цикле.
σ-1=0,43∙800=344 МПа.
кσ=1,7 – эффективный коэффициент концентрации напряжений,
εσ-1=0,8 - коэффициент, учитывающий диаметр вала;
ψσ=0,2 – коэффициент, учитывающий асимметрию цикла для углеродистых сталей;
σm=0 – среднее значение напряжений, при нагружении вала осевой силы.
nσ =344/(1,7∙4∙0,8+0,2∙0)=63;
nτ=τ-1/(кτ∙τα∙ετ-1+ψτ∙τm), (9.3)
где τ-1=0,6∙σ-1=0,6∙344=206,4 МПа – предел выносливости материала вала по касательным напряжениям при симметричном цикле;
кτ=1,5 – эффективный коэффициент концентрации напряжений,
ετ-1=0,7 - коэффициент, учитывающий диаметр вала;
ψτ=0,1 – коэффициент, учитывающий асимметрию цикла для углеродистых сталей;
σm=0 – среднее значение напряжений, при нагружении вала осевой силы.
nτ=206,4/(1,5∙2∙0,7+0)=98.
.
Условие прочности выполняется, следовательно, вал прочен.
Проверим выходной вал.
σ-1=0,43∙800=344 МПа.
кσ=1,7, εσ-1=0,8, ψσ=0,2, σm=0.
По формуле (9.2):
nσ =344/(1,7∙5∙0,8+0,2∙0)=50;
τ-1=0,6∙σ-1=0,6∙344=206,4 МПа;
кτ=1,5, ετ-1=0, ψτ=0,1, σm=0.
По формуле (9.3):
nτ=206,4/(1,5∙3∙0,7+0)=65.
.
Условие прочности выполняется, следовательно, вал прочен.

Большие значения коэффициентов запаса прочности объясняется тем, что размеры валов приняты из конструктивных соображений.



Проверка подшипников на долговечность
На входном и выходном валах редуктора использованы однорядные радиальные шарикоподшипники лёгкой серии 207 ГОСТ 8338-75. Динамическая грузоподъёмность подшипников С=25,5 кН, статистическая грузоподъёмность С0=13,7 кН. Реакции опор были определены выше (см. п.8.).
Т.к. подшипники одного типоразмера и нагружены одинаковыми усилиями, следует проверить только входной вал как имеющий большую частоту вращения.
Определим суммарные радиальные реакции опор по формуле:
(10.1)
0,7 кН.
0,2 кН.
Проверим подшипник А на долговечность, как наиболее нагруженный.
Эквивалентная нагрузка:
Рэкв=(V∙X∙RА+Y∙A)*Кб∙Кт, (10.2)
где Х=1 – коэффициент, учитывающий влияние радиальной силы;
Y=0 – коэффициент, учитывающий влияние осевой силы;
V=1 - коэффициент, учитывающий, какое колесо вращается;
А – осевая нагрузка, А=0;
Кб=1 – коэффициент безопасности;
Кт=1 – температурный коэффициент.
Рэкв=(1∙1∙0,7+0) ∙1∙1=0,7 кН.
Долговечность подшипников:
, (10.3)
где m=3 показатель долговечности подшипников (для шарикоподшипников).

Долговечность подшипника в часах:
(10.4)
Долговечность подшипников более ресурса редуктора 20000 часов, следовательно, подшипники удовлетворяют условию долговечности.



Выбор шпонок и проверка их на прочность
В целях унификации, исходя из диаметров валов, выберем для всех соединений шпонку со скруглёнными краями по ГОСТ 23360-78 с размерами: ширина b=8 мм, высота h=7 мм, длина l=32 мм.
Условие прочности шпонки на смятие:
(11.1)
где Т – крутящий момент на валу, Нмм;
d – диаметр вала, мм;
[σ]см – допускаемое напряжение смятия (для шпонок из сталей с последующей нормализацией [σ]см=100…120 МПа, примем [σ]см=100 МПа).
Проверим самое нагруженное соединение – на свободном конце выходного вала. Оно является опасным, т.к. передаёт наибольший крутящий момент при наименьшем диаметре вала.
По формуле (11.1):
.
Условия прочности на смятие для самой нагруженной шпонки выполняется, следовательно, все шпоночные соединения прочны.


Заключение
В ходе выполнения настоящей курсовой работы учащимся были получены основы знаний по конструированию деталей машин, а также закреплены теоретические знания и получены практических умения по проектированию деталей машин.
В результате выполнения настоящей курсовой работы получены следующие основные результаты:

проведены структурный, кинематический и силовой анализ рычажного механизма, по результатам выбран электродвигатель 4А112М2УЗ;
проведены кинематический и силовой расчёт привода;
спроектирована цилиндрическая зубчатая передача, для неё выполнены прочностной и геометрический расчёты;
сконструированы входной и выходной валы редуктора, проектный расчёт выполнен по пониженным допускаемым крутящим напряжениям, после эскизного проектирования выполнен проверочный расчёт с учётом изгибных напряжений;
рассчитаны на долговечность подшипники редуктора, долговечность подшипников удовлетворяет условию долговечности;
выполнен проверочный расчёт шпоночных соединений редуктора для условия прочности по напряжениям смятия, условия смятия для всех соединений выполняются, следовательно, все соединения прочны;
определены конструктивные размеры корпусных деталей редуктора;
разработан сборочный чертёж редуктора и перечень вновь разработанных изделий.

Список использованных источников
Кинематическое исследование рычажного механизма. Силовой расчет рычажного механизма. Методические указания по выполнению курсовой работы по дисциплине «Теория механизмов и машин» для студентов очной формы обучения специальностей 1201, 1202, 1502, 1702, 1706, 2301, 0702, 1017, 0906, 0908, 2713 / Сост.: О.И. Остапенко, С.Б. Бережной, В.Н. Сухинин, А.А. Война; Кубан. гос. технол. ун-т. Каф. технической механики. – Краснодар: Изд. ГОУ ВПО «КубГТУ», 2008. – 38 с.
Прикладная механика: методические указания по выполнению курсового проекта для студентов всех форм обучения и МИППС направления 21.03.01 Нефтегазовое дело / Сост.: С.Б. Бережной, Н.В. Мевша, В.В. Юнин, В.Г. Давыдьянц, В.В. Вербицкий; Кубан. гос. технол. ун-т. Каф. технической механики и гидравлики. – Краснодар: Изд. КубГТУ, 2016. – 47 с.
Журавлева С.Н., Сутокский В.Г. Детали машин и основы конструирования. Проектирование механического привода общего назначения: учеб.-метод. пособие / Кубан. гос. технол. ун-т. – Краснодар: Изд. ФГБОУ ВПО «КубГТУ», 2013. – 79с.
Атлас конструкций узлов и деталей машин: учеб. пособие / Б.А. Байков [и др.]; под ред. О.А. Ряховского. – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2005. – 384 с.
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: учеб. пособие для техн. спец. вузов. – 5-е изд. перераб. и доп. – М.: Высш. шк., 1998. – 447 с.























КубГТУ каф. ИСУМиТМ
19-МБ-АП1









Ëèò

Ëèñò
2


Ëèñòîâ
35

Изм.

Лист

¹ докум.

Подп.

Дата

Завьялов А.С
Мевша Н.В

К

Разраб.
Пров.

Н.контр
Утв.


Пояснительная записка

КРДМ. 9908.00.000 РПЗ




КРДМ. 9908.00.000 РПЗ



Дата

Подп.

¹ докум.

Лист

Изм.

Ëèñò
13









КубГТУ каф. ИСУМиТМ
19-МБ-АП1









Ëèò

Ëèñò
2


Ëèñòîâ
35

Изм.

Лист

¹ докум.

Подп.

Дата

Завьялов А.С
Мевша Н.В

К

Разраб.
Пров.

Н.контр
Утв.


Пояснительная записка

КРДМ. 9908.00.000 РПЗ