Файл: Пояснительная записка к курсовому проекту на тему Привод.docx

.

- Требуемый ресурс при вероятности безотказной работы 90%:

- Диаметр посадочных отверстий вала

- Силы в зацеплении:

окружная

радиальная

осевая

- Режим нагружения 2 (средний равновероятностный).

l=124,53 мм, l_k= 119 мм, l₁=80,36 мм , d₂= 220,83 мм



В плоскости YOZ:









В плоскости XOZ:









Суммарные реакции опор:





d= 50 мм, D=90 мм, B=20 мм, r=2 мм, C_r=35,1 kH, C_0r=19,8 kH, K_E = 0,63,

К_Б=1,3 К_Т=1 α = 0º

• 
  Вычисляем эквивалентные нагрузки:
  

---

=> Условие выполнено

4. 
   Расчет соединений
   

В проекте предусматривается два вида соединений. Зубчатые колеса на промежуточный и тихоходный валы устанавливаются с натягом способом нагрева. Муфты на цилиндрические концевые участки быстроходного и тихоходного валов устанавливаются с помощью шпонок.

1. 
   Соединения с натягом
   
   1. 
      Соединение тихоходного вала с колесом
      

Исходные данные:



где T – Вращающий момент на колесе; d– диаметр соединения; – диаметр отверстия пустотелого вала; – условный наружный диаметр ступицы колеса; – длина сопряжения.

Среднее контактное давлениеp:





где – коэффициенты жесткости:





E – модель упругости, для стали: – коэффициент Пуассона, для стали:

Поправка на обмятие микронеровностей



где – средние арифметические отклонения профиля поверхностей, по таблице из учебного пособия [1, стр.386, таблица 22.2]:

---

(Поверхность отверстий ступиц для соединений с натягом)

Минимальный натяг :



Максимальный натяг:



здесь – максимально допускаемая деформация, где - максимально допускаемое давление, меньшее из двух:







Выбор посадки:







принятая посадка удовлетворяет поставленным условиям, следовательно она пригодна для передачи момента со ступицы на тихоходный вал.

5.1.2. Соединение промежуточного вала с колесом

Анологично вышеуказанному расчету.

Выбор посадки:







принятая посадка удовлетворяет поставленным условиям, следовательно она пригодна для передачи момента со ступицы на промежуточный вал.

5.2. Шпоночные соединения

5.2.1. Соединение муфта – быстроходный вал

Диаметр конца быстроходного вала: d=28 мм;

Передаваемый момент: Т= 37,2 Нм;

Тип шпонки: призматическая с полукруглыми концами;

Допускаемые значения напряжений смятия для расчета соединений при средних условиях работы берем их таблицы 24.29. Материал ступицы и термообработка: сталь, улучшение.

b= 8 мм; h= 7 мм; t₁= 4 мм; t₂= 3,3 мм; [σ]_см = 130 Мпа

Необходимая длина шпонки с полукруглыми концами:



Принимаем: «Шпонка 8х7х16 ГОСТ 23360-78»

5.2.2. Соединение муфта – тихоходный вал

---

Анологично вышеуказанному расчету.

Принимаем: «Шпонка 12х8х50 ГОСТ 23360-78»

Призматические шпонки должны находиться в пазу вала с натягом. По-этому поле допуска ширины шпоночного паза принимаем равным Р9.

6. Поверочный расчёт вала на прочность и сопротивление усталости.

Расчет валов проводится на статическую и усталостную прочность.

Тихоходный вал изготовлен из стали марки 45, для которой:



где:

σ_В - временное сопротивление, σ_Т - предел текучести, σ_-1 -предел выносливости при изгибе, τ_Т - предел текучести при кручении, τ_-1 - предел выносливости при кручении.

Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок. В расчете используем коэффициент перегрузки К_п=2,2. Он равен отношению максимального момента двигателя к номинальному.

Принимаем минимально допустимые запасы прочности по пределу текучести и сопротивлению усталости: [S_T]=2; [S]=2

6.1. Определение внутренних силовых факторов.

Реакции в опорах вала посчитаны ранее.

Радиальные реакции опор от действия муфты. Радиальная жесткость муфты втулочно-пальцевой:



Радиальная сила F_К на валу от упругой муфты



Из рассмотрения внутренних силовых факторов и конструкции узла следует, что опасными являются сечения:

I–I – Место установки зубчатого колеса на вал диаметром 60 мм: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами; концентратор напряжений – посадка с натягом колеса на вал;

II–II – Место установки правого по рисунку подшипника на вал диаметром 50 мм: сечение нагружено изгибающим и крутящими моментами; концентратор напряжений – посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал;

III–III – Место установки полумуфты на вал диаметром 40 мм: сечение нагружено крутящими моментами; концентратор напряжений – шпоночный паз по ГОСТ 23360-78. Параметры шпоночного паза: b =12мм h = 8 мм.



Определим силовые факторы для опасных сечений.

Сечение I–I

Изгибающие моменты:

В плоскости XOZ:

---

В плоскости YOZ слева от сечения:

В плоскости YOZ справа от сечения:

В плоскости от консольной силы:

Суммарный изгибающий момент:

Крутящий момент:

Осевая сила:

Сечение II–II

Изгибающие моменты:

Крутящий момент:

Осевая сила:

Сечение III–III

Крутящий момент:

6.2. Вычисление геометрических характеристик опасных сечений вала.

Сечение I–I



Сечение II–II



Сечение III–III

6.3. Расчет вала на статическую прочность.

Вычислим нормальные и касательные напряжения, а также значения общего коэффициента запаса прочности по пределу текучести в каждом опасном сечении вала.

Сечение I–I

Напряжение изгиба с растяжением (сжатием) ₁ и напряжением кручения ₁ :



Частные коэффициенты запаса прочности по пределу текучести:



Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:



Сечение II–II

Напряжение изгиба с растяжением (сжатием) ₂ и напряжением кручения ₂ :



Частные коэффициенты запаса прочности по пределу текучести:



Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:



Сечение III–III

Напряжение кручения 

---