Инженерные расчеты по критериям работоспособности привода электродвигателя
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
? материала вала при симметричных циклах изгиба и кручения, МПа. Выбираем материал вала - сталь 40Х, термообработка - улучшение: от МПа, = 900 МПа. Тогда пределы выносливости материала вала определяются по эмпирическим зависимостям.
МПа,
МПа; (61)
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении в опасном сечении, которые выбираются по виду концентратора напряжений. Для рассматриваемого примера определим соотношение размеров: t/r=3/1,6=1,875; r/d = 1,6/55=0,029. Учитывая, что для материала вала =900 МПа, определим коэффициенты
-коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности вала. Его значение выбирают в интервале =0,9тАж1,0; =0,95
-масштабные факторы для нормальных и касательных напряжении. Для рассматриваемого примера =0,675; = 0,675;
- амплитуды циклов напряжений, МПа
- средние значения циклов напряжений, МПа;
- коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла на коэффициент запаса прочности.
Напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, поэтому амплитуда , МПа, и средние цикла , МПа, равны
, =0, (62)
где - максимальный изгибающий момент, Нмм , в опасном сечении вала;
W - момент сопротивления сечения, мм3, который равен: для круглого сплошного сечения вала W=0,1d 3, а для сечения со шпоночным пазом
(63)
где d - диаметр вала в опасном сечении, а размеры шпоночного паза приведены в таблице Б.12.
Так как у нас опасное сечение вала - сплошное, то поэтому амплитуда цикла , МПа, определяется по формуле
Напряжения кручения при нереверсивном вращении вала изменяются по нулевому циклу, поэтому амплитуда , МПа, и среднее значение цикла , МПа, равны
(64)
гдеТ1 - крутящий момент в опасном сечении вала, Нмм, (см. эпюру крутящих моментов, рисунок 17,ж);
Wр - полярный момент сопротивления сечения, мм3, который равен для круглого сплошного сечения вала Wp = 0,2d3 , а для сечения со шпоночным пазом
(65)
d - диаметр вала мм, в опасном сечении вала, а размеры шпоночного паза приведены в [1,c.73, табл. Б.12].
Выбираем коэффициенты :
Для рассматриваемого примера коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям равны по формулам (60)
Расчетный коэффициент запаса прочности равен по формуле (59)
Расчетный коэффициент запаса прочности больше допускаемого по условию
s>[s] 8.87?(2,5... 3,0) значит, вал работоспособен. 11 Выбор шпонок и проверка их на прочность
В соответствии с заданием на курсовую работу конструкции редуктора применено три шпоночных соединения: зубчатое колесо - вал и выходные участки быстроходного и тихоходного валов для крепления элементов открытых передач и полумуфты.
Выбор сечения шпонки осуществляется по диаметру вала d (таблица Б.12). Длина шпонки выбирается на 5... 10 мм короче длины ступицы сопрягаемой с валом детали из стандартного ряда. Выбранная шпонка проверяется на смятие по условию прочности
(66)
- расчетное напряжение смятия, МПа, определяемое по формуле
(67)
гдеTi - вращающий момент, Нмм, передаваемый валом;
d, h, b, t1 - размеры соединения, мм, [1.c.73,табл. Б.12];
1р - расчетная длина шпонки, мм, которая для призматической шпонки с закругленными торцами равна lp=l-b; (68)
- допускаемое напряжение смятия, которое для стальной ступицы равно 80 ... 120 МПа, для чугунной ступицы - уменьшается вдвое .
В курсовой работе выбираются и проверяются все три шпонки. В качестве примера выберем и проверим на прочность шпонку под зубчатым колесом. Для диаметра тихоходного вала под колесом dк = 61мм по [1.c.73,табл. Б.12] выбираем сечение шпонки b x h = 18 мм х 11мм.
Глубина шпоночного паза в тихоходном валу редуктора t1 = 7 мм. Длина шпонки согласовывается с длиной ступицы колеса, которая равна 75 мм. Выбираем длину шпонки l=75мм. Тогда по зависимости: lp= 51-18 = 38 мм.
Для тихоходного вала : b = 18 мм, h = 11 мм, t1 = 7 мм
Проверим выбранную шпонку на смятие видим, что действительное напряжение смятия меньше допускаемого. Значит, выбранная шпонка работоспособна.
Заключение
В результате выполнения данной курсовой работы я обучился методам проектирования и расчета зубчатой цилиндрической передачи, проверки работоспособности конструкции редуктора, а также расширил и углубил свои теоретические знания.
В данной курсовой работе была описана последовательность выбора электродвигателя и определение кинематических и силовых параметров валов привода. Выполнены проектный и проверочный расчеты валов, подбор и проверка подшипников на долговечность. Произведены выбор шпонок и проверка их на прочность.
Список источников литературы
1.Проектирование механического привода общего назначения / Сост.: В. Г. Сутокский, С. Н. Журавлева; Кубанский гос. технол. ун-т Каф. технической механики. - Краснодар: Изд-во КубГТУ, 2001.- 80с.
2.Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин.- Калининград: Янтарный сказ, 1999.- 455с.
3.Дунаев П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин/ П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов.- М.: Высшая школа, 1998.-447 с.