2.Предварительный расчёт вала.
Тихоходный ведомый вал.
Уточним диаметры выходного вала:
d = 
d1=
принимаем 80мм
d2=
принимаем 70мм
Выходная часть вала диаметром 70мм, диаметры под подшипники 80мм, диаметр под зубчатый венец – 85мм.
2.1 Подбор подшипников качения.
Выбираем подшипники качения 7216, установленные по схеме «враспор».
Характеристики подшипника для опор вала приведены в табл.3.1
табл.3.1
|
Тип |
d, мм |
D, мм |
Т |
Q, кг |
Примечание |
|
7216 |
80 |
140 |
28,5 |
10000 |
Основной вариант |
|
7516 |
80 |
140 |
35,5 |
13800 |
Запасной вариант при недостаточной долговечности |
Определим силы, действующие на вал.
Окружная сила, действующая на червяк:
Ft1 = 
Ft1 = 
на колесе:
Ft2 = 
Ft2 = 
Радиальная сила на червяке и колесе:
Fr = Fr1 = Fr2 =Ft2 tgα
где α – угол зацепления в торцевом перекрытии некорегированной передачи.
α =200 [2]
Fr =2833.3*tg20 = 6338.3H
Осевая сила: на червяке
Fa1 = Ft2 =2833.3H
на колесе
Fa2 = Ft1 =18500H
Также определим радиальную силу на муфте:
Fr\m = (0.2…0,4)Pt
Pt = 
где d – диаметр центров на выходном рычаге.
Fr\m = 0.3*3264 = 979.2H
m = 979.2*d/2 = 244800H.мм
Определим нагружения в вертикальной плоскости
Мив = 
Мив = 
Определим нагружения в горизонтальной плоскости
Найдём реакции опор
Ma = 
Ra = 
Ra = 
Rb = 
Rb =
Mиг = Ra*a = 19819.3*80 = 1585544Нмм
Миг = Rb*b = -13480*80 = -1078400Нмм
Найдём суммарный момент
Ми = 
Ми =
Ми = 
Т = Ft *d/2 = 2833.3*288/2=407995.2Нмм
Найдём плоскость действия силы Fm
M = Fm*c = 979.2*160=156672Hмм
М = Fm *
По найденным величинам построим эпюры
изгибающих моментов
а = 80 в = 80 с = 160
Проведём проверку опасного сечения Ι – Ι
МиΙ-Ι = 
МиΙ-Ι = 
для сечения ΙΙ – ΙΙ
МиΙΙ-ΙΙ = 
МиΙΙ-ΙΙ = 
Определим полярные моменты для сечений
WнеттоΙ = 
=
49097мм3
WнеттоΙΙ = 
WкнеттоΙ = 
WкнеттоΙΙ =
Определим эквивалентное нагружения
σэΙ = 
σэΙ = 
2.2 Проверочный расчёт
Определим коэффициенты запаса сопротивления усталости при изгибе, кручении и общий Sσ, Sτ, S.
Sσ = 
Sτ = 
т.к. материал вала сталь 40х (термообработка – улучшение)
σ-1 = 450МПа
τ-1 = 260МПа
ετ = εσ = 0,69
(Кσ)dΙ = Kσ+Kσn -1
(Kτ)dΙ = Kτ + Kτn – 1
Kσn = Kτn – коєффициент влияния шероховатости поверхности = 1,25
Коэффициенты концентраций напряжений для шпонок
Кσ = 2,15
Кτ =2,10 [2]
(Кσ)dΙ = 2.15+1.25-1=2.4
(Kτ)dΙ = 2.10+1.25-1=2.35
для галтельного перехода с диаметрами d/D = 80/90 и радиусом галтели 3мм.[2]
Кσ = 1,81
Кτ =1,29
(Кσ)dΙΙ =1.81+1.25-1=2.06
(Kτ)dΙΙ = 1.29+1.25-1=1.54
β = 1
Определим амплитудные значения нагружений
σа1 = 
σа11 = 
τа1 = 
τа11 = 
ψσ = 0,1 ψτ = 0,05
τм = 0 σм = 0 [2] таблица 6.9
SσΙ = 
SσΙІ
= 
Найдём полные запасы прочности.
Запасы прочности находятся в пределах норм.
3. Расчёт шпоночного соединения.
Выбранные шпонки проверяются на смятие.
[4]
Где Т – момент, который передаётся шпонкой
d – диаметр вала;
h – высота шпонки = 14;12 [3]
l – рабочая длинна шпонки
115/32=3,59
115/40=2,87
=115МПа,
для стали Ст6
Выводы
В ходе курсовой работы были проведены проверочные расчёты основных элементов двухступенчатого червячного редуктора механизма шибера и телескопа углезагрузочного вагона.
Проведён расчёт червячного зацепления на контактную прочность зубьев, расчёт тихоходного вала на максимальные крутящие и изгибающие моменты, а также проверочный расчёт на усталостную прочность. Шпоночные соединения проверены на смятие.
В результате проведенной работы расчеты показали , что запасы прочности достаточны для нормальной работы данного механизма.
Литература.
1. Методические указания для выполния курсового проекта по деталям машин. Раздел 2.
2. Методические указания для выполния курсового проекта по деталям машин. Раздел 3.
3. Дьяченко С.Н., Столбовой С.З. Расчёт и проектирование деталей машин. – Киев: «Техника», 1964
4. Кудрявцев В.Н., Державец Ю.А. Курсовое проектирование деталей машин. – Ленинград: «Машиностроение», 1983
5. Баклунов Е.Д., Беложухов А.Н. Справочник металлиста. Том 1. М.: «Машиностроение»,1977
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.