Сделай Сам Свою Работу на 5

Определение опорных реакций

 

Определение опорных реакций для тихоходного вала.

Горизонтальная плоскость

 

R= 0.67 кН

R= 5.21 кН

 

Вертикальная плоскость

 

R= 17.63 кН

R= 3.76 кН

 

 

Радиальные опорные реакции:

R1 = = 17.64 кН

R2 = = 6.42 кН

Моменты и силы в опасном сечении

Наименование опасного сечения - 75

 

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении

M = = 345.05 Н×м

где MГ - изгибающий момент в горизонтальной плоскости,

MГ =345.05 Н×м;

MB - изгибающий момент в вертикальной плоскости MB = 0 Н×м. Радиальная опорная реакция R1= 17.64 кН.

Уточненный расчет вала

Тихоходный вал

Геометрические характеристики опасного сечения

Значения площади поперечного сечения A, осевого и полярного моментов сопротивлений для типовых поперечных сечений определяют по формулам.

Для сплошного круглого вала

A = , = , = ;

 

A = 41.98 см3 , = 35.41 см3, = 76.83см3 .

 

Суммарный коэффициент запаса прочности

Определяем по формуле (2) [2]:

S = =4.273

где и - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Условие прочности вала имеет вид

S [S]

где [S] – допускаемый коэффициент запаса прочности.

Рекомендуемое значение [S] =2…2.5, примем [S] = 2.

Значения и определяют по формулам

=

=

где и - пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения; и - амплитуды напряжений цикла; и - средние напряжения цикла, и - коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали, и - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.

Значения и равны, = 780 МПа

= 0.02(1+0.01 )= 0.18,

= 0.5 =0.09

Пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения определяются по следующим формулам:

для углеродистых сталей = 0.43 =335 МПа

= 0.58 =195 МПа

При вычислении амплитуд и средних напряжений цикла принимают, что напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, а касательные по наиболее неблагоприятному от нулевому циклу. В этом случае

= =9.744 МПа

= =0.741 МПа

= = = 12.512 МПа

 

 

Коэффициенты

= ( +KF –1)/KV, = ( +KF –1)/KV,



где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений:

= 2.02 , =1.86

и - коэффициенты влияния размера поперечного сечения вала;

= = 0.74, = = 0.63

KF – коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется по табл. в зависимости от

= 3.2, KF=1.33

KV – коэффициент влияния упрочнения.

При отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают KV =1.

В результате расчета получили: = ( +KF –1)/KV, = ( +KF –1)/KV,

 

= ( +1,33–1)/1 =3.05, = ( +1,33–1)/1 =3.28

 

= 11.187, =4.624

 

5.Расчет клиноременной передачи.

 

Исходные данные

Крутящий момент на ведущем шкиве Т1 = 130.3 Н•м

Частота вращения ведущего шкива n1= 731.3 об/мин

Передаточное число u= 4

Относительное скольжение = 0.015

Угол наклона передачи к горизонту 20

Тип нагрузки - Переменная

Число смен работы передачи в течение суток nc=3

Расчет передачи

 

1. Выбор ремня

По величине крутящего момента на ведущем шкиве выбираем ремень со следующими параметрами (табл. 1.3) [1]:

тип сечения - В;

площадь поперечного сечения A=138 мм2 ;

ширина нейтрального слоя bp=14 мм ;

масса погонного метра ремня qm=0.18 кг/м.

 

2. Диаметры шкивов

Диаметр ведущего шкива определим по формуле (1.3) [1]:

d1 = 40 =220 мм

Округлим d1 до ближайшего значения из ряда на с. 77 [1]: d1= 224 мм.

Диаметр ведомого шкива равен:

d2 = u d1 =909 мм

После округления получим: d2= 900 мм.

3. Фактическое передаточное число

uф = = 4.08

4. Предварительное значение межосевого расстояния

= 0.8 (d1 + d2)=1063.5

5. Длина ремня

L = 2 + 0.5 (d1 + d2) + =3999.41

Округлим до ближайшего числа из ряда на с.77 [1]:

L = 4000 мм.

После выбора L уточняем межосевое расстояние

= 0.25(L – W + )=1088

где W = 0.5 (d1 + d2)= 1764.68.8

Y = 2 (d2 – d1)2= 913952

6. Угол обхвата на ведущем шкиве

= 57. =

7. Скорость ремня

V = = 6.58 м/с

8. Окружное усилие равно

Ft = = 1163.4 кН

9. Частота пробегов ремня

= =2.14 1/с

10. Коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне,

Cu=1.14 =1.14

11. Приведенное полезное напряжение для ремней нормального сечения

= 0.001V2 = 4.4 Мпа

12. Допускаемое полезное напряжение

[ ] = C Cp= 2.58

где C коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,

C = 10.44 ln =0.9

Cp коэффициент режима работы.

Cp = Cн 0.1(nc 1)= 0.65

Cн коэффициент нагружения, Cн = 0.85

13. Расчетное число ремней

Z = =4

где Сz - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями (табл. 3.3) [1], предварительно приняли Сz=0.95.

14. Сила предварительного натяжения одного ремня

S0 = 0.75 + qmV2= 0.39 кН

15. Сила, нагружающая валы передачи,

Fb = 2 S0 Z sin = 2.93 кН

 

 

Расчет подшипников качения

Тихоходный вал

Исходные данные

Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.

Подшипник № 217

Размеры подшипника: d = 85 мм, D = 150 мм, B =28 мм

Динамическая грузоподъёмность C = 83.2.7 кН

Статическая грузоподъёмность C0 = 64 кН

Радиальная нагрузка на левый подшипник Fr = 17.64 кН

Радиальная нагрузка на правый подшипник Fr = 6.42 кН

Осевая нагрузка на подшипник Fa = 0 кН

Частота вращения кольца подшипника n =45 мин-1

Расчет

 

Эквивалентная динамическая нагрузка

P = Kб KТ (XVFr + YFa),

где X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

Kб= 1.3 – коэффициент безопасности (табл.9 [3]);

KТ - температурный коэффициент, KТ=1 при температуре подшипникового узла T <100 ;

V – коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника.

Для шарикоподшипников радиальных однорядных параметр осевого нагружения e определяют по формуле из табл.10 [3]

е =0.518 =0

 

Окончательно получим = 0, т.к. e то

X = 1 , Y = 0 , P =1.3 ×1 ×(1 *1*17.64 + 0×0) =22.93 кН

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:

Lh= = 14147,4 ч

где m=3 показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.

Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника

LE= ,

 

 

где h - коэффициент эквивалентности, определяемый по табл.12 [3] в зависимости от типового режима нагружения:

h=0.125 LE= 113179.2 ч

Условие выполняется LE 10000 ч.

Быстроходный вал

Исходные данные

 

Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.

Подшипник № 312

Размеры подшипника: d = 60 мм, D = 130 мм, B = 31 мм

Динамическая грузоподъёмность C = 81.9 кН

Статическая грузоподъёмность C0 = 52 кН

Радиальная нагрузка на левый подшипник Fr = 7.66 кН

Радиальная нагрузка на правый подшипник Fr = 11.23 кН

Осевая нагрузка на подшипник Fa = 3.11 кН

Частота вращения кольца подшипника n =182.2 мин-1

Расчет

 

Эквивалентная динамическая нагрузка

P = Kб KТ (XVFr + YFa),

где X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

Kб= 1.3 – коэффициент безопасности (табл.9 [3]);

KТ - температурный коэффициент, KТ=1 при температуре подшипникового узла T <100 ;

V – коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника.

Для шарикоподшипников радиальных однорядных параметр осевого нагружения e определяют по формуле из табл.10 [3]

е =0.518 = 0

 

Окончательно получим = 0, т.к. e то

X = 0.56 , Y = 1.67 , P =1.3 ×1 ×( 0.56×1× 11.26 + 1.67 ×3.11) =14.93 кН

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:

 

Lh= = 120481 ч

где m=3 показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.

 

Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника

LE= ,

 

где h - коэффициент эквивалентности, определяемый по табл.12 [3] в зависимости от типового режима нагружения:

h=0.125 LE=15060.12 ч

Условие выполняется LE 10000 ч.



©2015- 2017 stydopedia.ru Все материалы защищены законодательством РФ.