Проверка на статическую прочность



Мы поможем в написании ваших работ!


Мы поможем в написании ваших работ!



Мы поможем в написании ваших работ!


ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?

Проверка на статическую прочность



Рисунок 4.8 Эпюра моментов быстроходного вала


Быстроходный вал

Плоскость Z-Y

∑МА=0; RBZl9-Fr1l9/2-FX1d1/2=0;

RBZ=(Fr1l9/2+FX1d1/2)/l9=(0.4802370.956/2+4.802630/2)/370.956 =431,6 Н.

∑МВ=0; -RАZl9+Fr1l9/2-FX1d1/2=0;

RАZ= (Fr1 l9/2 -FX1d1/2)/l9=(0,4802370,956/2-4,802630/2)/370,956=47,6 Н.

∑Z=0; RАZ-Fr1+FBZ=0;

47,6-480,2+431,6=0; 0=0.

 

Плоскость Y-X

∑МВ=0; -FP(l9+l8)+RAXl9+Ft1l9/2=0;

RAX =(FP (l9+l8)- Ft1 l9/2)/l9=(440,5(370,956+66,3)-6250370,956/2)/370,956=-2605,77 Н.

∑МА=0; RBX l9 -Ft1l9/2-Fp l8=0;

RBX=(Ft1 l9/2+ FPl8)/ l9 =(6250370,956/2+440,566,3)/370,956=3203,72 Н.

RА=√(R2AX+R2AZ)=√(2605,772+47,62)=2606,7 Н.

RВ=√(R2ВZ+R2ВX)=√(431,62+3203,722)=3232,66 Н.

МС=√((МZ-YИ)2+ (МY-XИ)2);

Мd=√(02+02)=0.

МА=√((Fr1l9)2+02)=Fr1l9=480,20,370=178,133 Нм.

МC1=√((RAZl9/2 )2+ (RBX l9/2)2)= √((47,6 370,956/2)2+(3203,72370,956/2)2)=594,285 Нм.

МC2=√((RВZl9/2 )2+ (RBXl9/2)2)= √((431,6 370,956/2)2+(3203,72 370,956/2)2)=599,587 Нм.

Коэффициент перегрузки

λ=Тmax1≤[λ], (4.60)

где Т1 – момент инерции быстроходного вала, Нм;

λ=1,6.

Тmax1λ≤[λ];

Тmax=1,60,05=0,08 кНм.

Максимальный изгибающий момент в опасном сечении вала

МmaxМC, (4.61)

где МC - суммарный изгибающий момент в опасном сечении вала, Нм.

Мmax=1,6599,587=959,339 Нм.

Максимальная осевая сила

FmaxFX1, (4.62)

где FX1 – осевая сила червяка, Н.

Fmax=1,64802,6=7684,16 Нм.

Суммарное напряжение в опасном сечении

а=((Мmax103)/(0,3d3f1))+((4Fmax)/(πd2f1)), (4.63)

где Мmax - максимальный изгибающий момент в опасном сечении вала, кНм;

Fmax - максимальная осевая сила, Н;

df1 – диаметры впадин червяка, мм.

а=((959,339103)/0,3140,83)+((47684,16)/(3,14140,82))=1,639 МПа.

Максимальное касательное напряжение в опасном сечении

τ=(Тmax103)/(0,2d3f1), (4.64)

где ТmaxТ1=1,650=80 Нм;

df1 – диаметры впадин червяка, мм.

τ=(80103)/(0,2140,83)=0,1433 МПа.

аЭ=√(а2+4 τ2)≤[а]=0,8аm,(4.65)

где а - суммарное напряжение в опасном сечении, МПа;

τ - максимальное касательное напряжение в опасном сечении, МПа.

Для марки Сталь 45Х: аm=350 МПа.

аЭ=√((1,6392+40,14332)=2,698≤[а]=0,8350=280 МПа.


Тихоходный вал

Рисунок 4.9 Эпюра моментов тихоходного вала

 

Плоскость X-Y

∑МА=0;

Ft2l9-RBXl9-Fц (l8+l9)=0;

RBX=(Ft2l9/2-Fц(l8+l9))/l9=(4802,6368,4/2-6303,44(156+368,4))/368,4=-6571,3H.

∑МВ=0;

-Fцl8-Ft2l9/2+RAXl9=0;

RAX=(Fцl8+Ft2l9/2)/l9=(6303,44156+4802,6368,4/2)/368,4=5070,46 H.

Fц+ RBX - Ft2+ RAX=0; 6303,44-6571,3-4802,6+5070,46=0.

 

Плоскость Z-Y

∑МА=0;

-Fr2l9/2+Fx2daM2/2-RBZl9=0;

RBZ=(Fx2daM2/2-Fr2l9/2)/l9=(6250332/2-480,2368,4/2)/368,4=2576,13 H.

∑МВ=0;

Fx2daM2/2+Fr2l9/2+RAZl9;

RAZ=(-Fx2daM2/2-Fr2l9/2)/l9=(-6250332/2-480,2368,4/2)/368,4=-3056,33 H.

RBZ+Fr2+RAZ=0; 2576,13+480,2-3056,33=0.

 

RА=√(R2AX+R2AZ)=√(5070,462+3056,332)=5161,76 Н. RВ=√(R2ВZ+R2ВX)=√(2576,132+6571,32)=7058,21 Н.

МC1=√((RAZl9/2 )2+ (RBX l9/2)2)= √((3056,33368,4/2)2+(6571,3368,4/2)2)=1334,949 Нм.

МC2=√((RВZl9/2 )2+ (RBXl9/2)2)= √((2576,13368,4/2)2+(6571,3368,4/2)2)=1300,123Нм.

 

Тmax=1,6730=1168 Нм.

Мmax=1,61334,949=2135,91 Нм.

Fmax=1,66250=10000 Нм.

а=((2135,91103)/0,3284,83)+((410000)/(3,14284,82))=0,456 МПа.

τ=(1168103)/(0,2284,83)=0,25 МПа.

аЭ=√((0,4562+40,252)=0,457≤[а]=0,8350=280 МПа.

Уточнённый расчёт валов на выносливость

Эквивалентное число циклов перемен напряжений быстроходного вала редуктора

NE1=(Tmax/TН)mNC1+(Tmax/TН)mNC2+(Tmax/TН)mNC3, (4.66)

где Tmax, TН, NC1, NC2, NC3 – моменты и число циклов с циклограммы;

m=9 при твёрдости Н>350 НВ.

NE1=(1,6)90,096106+(1,6)9 16,02106+(1,6)916,02106=2208,36106.

Эквивалентное число циклов перемен напряжений тихоходного вала редуктора

NE2=NE1/Uред, (4.67)

где Uред – передаточное число редуктора, Uред=19.

NE1 - эквивалентное число циклов перемен напряжений быстроходного вала редуктора.

NE2=2208,36106/19=116,29106.

Коэффициент долговечности

КL=m√(4106)/NE, (4.68)

где m=9;

NE - эквивалентное число циклов перемен напряжений.

Для быстроходного вала

КL1=9√((4106)/2208,36106)=0,495≤[КL] =1,7.

Для тихоходного вала

КL2=m√((4106)/116,29106)=0,68≤[КL] =1,7.

Если NE1>N0=4106, то базовое число КL1=1,

Если NE2>N0=4106, то базовое число КL2=1.

Коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала

Для быстроходного вала

εа1= ετ1=0,77.

Для тихоходного вала

εа2= ετ2=0,77.

Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности вала на выносливость

Кna=0,86,

К=0,92.

Эффективные коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений

Кa=2,

Кτ=1,65.

Коэффициент поверхностного уплотнения вала

Без упрочнения: Ку=1,0.

Коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла

Ψа=0,1,

Ψτ=0,05.

Нормальное напряжение в опасном сечении

аа=(Мсум103)/(0,1d3), (4.69)

где Мсум – суммарный изгибающий момент вала, Нм;

d – диаметр вала, мм.

аа1=(599,587 103/0,1140,83)=2,14 МПа,

аа2=(1334,949103/0,1284,83)=0,577 МПа.

аm=4Fx/0,1d3, (4.70)

где Fx – осевая сила червяка, Н;

d – диаметр вала, мм.

аm1=(44802,6103)/(3,14140,82)=308,06 МПа,

аm2(46250103)/(3,14284,82)=98,15 МПа.

Касательное напряжение по отнулевому циклу

τаm=0,56τкр103/0,4d3, (4.71)

где Т – крутящий момент вала, Нм;

d – диаметр вала, мм.

Для быстроходного вала

τа1m1=0,56τкр1=(50103)/(0,4140,83)=0,04 МПа.

Для тихоходного вала

τа2m2=0,56τкр2=(730103)/(0,4284,83)=0,03 МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

nа=(а-1КL)/((Ка/(εаКуКnа))ааааm), (4.72)

где КL - коэффициент долговечности;

Ка - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

εа - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала;

Ку - коэффициент поверхностного уплотнения вала;

Кnа - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности вала на выносливость;

аа - нормальное напряжение в опасном сечении, МПа;

ψа - коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла;

аm - нормальное напряжение в опасном сечении, МПа.

nа1=(2,141,65)/((2/(0,7710,86))0,577+0,1308,06=31,48,

nа2=(0,5771,65)/((2/(0,7710,86)) 98,15 +0,198,15=39,805.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

nτ=(а-1КL)/((Кτ/(ετКуК))аττаm), (4.73)

где КL - коэффициент долговечности;

Кτ - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

ετ - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала;

Ку - коэффициент поверхностного уплотнения вала;

К - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности вала на выносливость;

аτ - касательное напряжение в опасном сечении, МПа;

ψτ - коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла;

аm - касательние напряжение в опасном сечении, МПа.

nτ1=(2301,65)/((1/(0,7710,92))0,04+0,05308,06)= 26,1566,

nτ2=(2301,65)/((1/(0,7710,92))0,03+0,0598,15)= 12,9728.

Коэффициент запаса выносливости

n=(nа nτ)/(√(n2a+n2τ), (4.74)

где nа - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

nτ - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

n1=(31,4826,1566)/√(31,482+26,15662)=20,11,

n2=(39,80512,9728)/√(39,8052+12,97282)=37,85.

Расчёт подшипников качения на долговечность

Коэффициент, учитывающий какое кольцо подшипника вращается относительно вектора радиальной нагрузки

V=1.

Коэффициент, учитывающий характер приложения нагрузки на подшипник

Кб=1,5.

Коэффициент, учитывающий рабочую температуру подшипника

Кt=1.

Коэффициент, радиальной (Fr) и осевой (Fx) нагрузок

е=0,631(Fr/C0)0.125=0.401.

Для быстроходного вала

Fx1/(VFr1)=4802,6/(1480)=10,02>0,401.

где Fx1 – осевая нагрузка на быстроходном валу, Н;

Fr1 – радиальной нагрузка на быстроходном валу, Н.

Для тихоходного вала

Fx2/(VFr2)=6250/(1480)=0,179<0,35.

где Fx2 – осевая нагрузка на тихоходном валу, Н;

Fr2 – радиальной нагрузка на тихоходном валу, Н.

Значения коэффициентов радиальной X и осевой X нагрузок

Для быстроходного вала

Y=1.37.

X=0.45.

Расчётная нагрузка

Для быстроходного вала

Fрасч=(XVFr1+YFx1)КбКt, (4.75)

где X - коэффициентов радиальной нагрузки;

Y – коэффициентов осевой нагрузки;

Кб - коэффициент, учитывающий характер приложения нагрузки на подшипник;

Кt - коэффициент, учитывающий рабочую температуру подшипника;

Fr1 – радиальной нагрузка на быстроходном валу, Н;

Fx1 – осевая нагрузка на быстроходном валу, Н.

Fрасч=(10.45480.2+1.374802.6)1,51=10193.5 Н.

Долговечность подшипника

L=(С/Fрасч)m, (4.76)

где С – динамическая грузоподъёмность, Н;

Fрасч1– расчётная нагрузка, Н;

m=3 – для роликоподшипников.

Для быстроходного вала

L=(30800/10193.5)3=27.5 млн. об.

Минимальная долговечность подшипника

tn=(106L)/(60n), (4.77)

где L - долговечность подшипника, млн. об.;

n – частота вращения вала, с-1.

Для быстроходного вала

tn=(10627.5)/(60101.5)=4515.599 час.

Расчётный срок службы машины или узла

tmгодКсут24365t, (4.78)

где Кгод – годовой коэффициент;

Ксут – суточный коэффициент;

t – срок службы, лет.

tm=0,80,3243655=10512 час.

tm/tn=10512/4515.599=2.32;

 

Расчёт шпоночного соединения

Выбираем материал для шпонок

Сталь 45: аТ=350 МПа.

Диаметры валов: dН1=30 мм; df1 =140.8 мм; dН2=52 мм; df2=284.8 мм.

где dН1 – диаметр консольного участка, быстроходного вала, мм;

dН2 - диаметр консольного участка, тихоходного вала, мм;

df1 – диаметр впадин для червяка, мм;

df2 - диаметр впадин для червячного колеса, мм.

Размеры шпонки на dН1=30 мм: b* h=8* 7, t1=4 мм; t2=3,3 мм; Фаска 0,25* 450;

Размеры шпонки на dН2=52 мм: b* h=16* 10, t1=6 мм; t2=4,3 мм; Фаска 0,4* 450;

Размеры шпонки на df2=284.8 мм: b* h=28* 16, t1=10 мм; t2=6,4 мм; Фаска 0,6* 450.

Допускаемое напряжение

см]=аТ/[S], (4.79)

где аТ=350 МПа;

[S] – коэффициент запаса прочности, [S]=2,5.

см]=350/2,5=140 МПа.

Рабочая длина шпонки

LР=(2Т103)/(d(h-t1)[асм]), (4.80)

где Т – момент инерции соответствующего вала, Нм;

d – диаметр соответствующего вала, мм;

t1 – глубина паза, мм;

см] – допускаемое напряжение, МПа.

Длина шпонки

L=LР+b, (4.81)

где LР - рабочая длина шпонки, мм;

b – ширина шпонки, мм.

LР(dн1)=(280103)/(30(7-4)140)=29,1 мм,

L=12.7+8=20.7 мм.

Выбираем из стандартных размеров шпонок, по ГОСТу, L=25 мм.

LР(dН2) =(21168103)/(52(10-6)140)=50,8 мм,

L=80+16=96 мм.

Выбираем из стандартных размеров шпонок, по ГОСТу, L=100 мм.

LР(df2)=(21168103)/(284.8(16-10)140)=9.7 мм,

L=9.7+28=31.7 мм.

Выбираем из стандартных размеров шпонок, по ГОСТу, L=32 мм.

Примерное обозначение шпонок: Шпонка 8*7* 25 ГОСТ 23360-78;

Шпонка 16*10* 100 ГОСТ 23360-78;

Шпонка 28*16* 32 ГОСТ 23360-78.

Подбор масла

Объём масла

V=(0,5-0,7)Pред, (4.82)

где Pред – мощность редуктора, кВт.

V=0,65.075=3.045 л.

Марку масла подбираем по справочным данным исходя из Pред: Марка (Индустриальное ГОСТ 20799-75*) И-20А, tзас=-150С, v=24-27 м2/с (вязкость).

Корпусные детали редуктора

Толщина стенки корпуса и крышки δ, δ1

δ=0,04а+2≥8, (4.83)

где а – межосевое расстояние, мм.

δ=0,04232+2=11,28≥8 мм.

δ1=0,032а+2≥8, (4.84)

δ1=0,032232+2=9,4≥8 мм.

Толщина верхнего пояса корпуса

b1=1,5δ1, (4.85)

b1=1,59,4=14,1 мм.

 

Толщина нижнего пояса крышки корпуса

b=1,5δ, (4.86)

где δ - толщина стенки корпуса, мм.

b=1,511,28=16,92 мм.

Толщина рёбер корпуса

m=(0,85-1)δ, (4.87)

где δ - толщина стенки корпуса, мм.

m=111,28=11,28 мм.

Толщина ребер крышки

m1=(0,85-1) δ1,

m1=19,4=9,4 мм.

Диаметр фундаментальных болтов

d1=(0,03-0,036)а+12, (4.88)

где а – межосевое расстояние, мм.

d1=0,03232+12=18,96=19 мм.

Диаметр болтов у подшипников

d2=(0,7-0,75)d1, (4.89)

где d1 - диаметр фундаментальных болтов, мм.

d2=0,7519=14,25=15 мм.

Диаметры болтов соединяющих основание корпуса с крышкой

d3=(0,5-0,6)d1, (4.90)

где d1 - диаметр болтов у подшипников, мм.

d3=0,5519=10,45=11 мм.


ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данном курсовом проекте рассчитан привод ленточного конвейера. Он состоит из электродвигателя, ременной и цепной передач и одноступенчатого редуктора.

Расчеты передач привода и редуктора являются основными в данном курсовом проекте, дающие нам необходимые навыки для более сложных расчетов в дальнейшем.

Исследования и расчеты приведенные нами в этом курсовом проекте проведены по всем правилам расчета привода. Полученные результаты полностью удовлетворяют заданным условиям.

После разработки данного привода его собирают и обкатывают на стенде. При подтверждении расчетных данных на практике, его можно запускать в производство.

Главным аспектом данного курсового проекта является разработка редуктора. Полученные навыки позволяют нам оценить всю значимость курса «Детали машин».

 

 

ЛИТЕРАТУРА

1. Курсовое проектирование деталей машин, Останин Р.И.: Учеб. Пособие. Ижевск: РИО ИжГСХА. 2004.- 121 с.

2. Курсовое проектирование деталей машин, В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И. Арефьев и др.; Под общ. ред. В.Н. Кудрявцева: Учебное пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов.- Л.: Машиностроение, Ленингр. Отделение, 1984. 400 с., ил.

 

 



Последнее изменение этой страницы: 2016-04-19; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы!

infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 3.238.232.88 (0.03 с.)