Определение опорных реакций

Определение опорных реакций для тихоходного вала.

Горизонтальная плоскость

R_1Г = 0.67 кН

R_2Г = 5.21 кН

Вертикальная плоскость

R_1В = 17.63 кН

R_2В = 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 M_Г - изгибающий момент в горизонтальной плоскости,

M_Г =345.05 Н×м;

M_B - изгибающий момент в вертикальной плоскости M_B = 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

= ( +K_F –1)/K_V, = ( +K_F –1)/K_V,

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений:

= 2.02 , =1.86

и - коэффициенты влияния размера поперечного сечения вала;

= = 0.74, = = 0.63

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

= 3.2, K_F=1.33

K_V – коэффициент влияния упрочнения.

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

В результате расчета получили: = ( +K_F –1)/K_V, = ( +K_F –1)/K_V,

= ( +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 n_c=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 b_p=14 мм ;

масса погонного метра ремня q_m=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

u_ф = = 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

F_t = = 1163.4 кН

9. Частота пробегов ремня

= =2.14 1/с

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

C_u=1.14 – =1.14

11. Приведенное полезное напряжение для ремней нормального сечения

= – – 0.001V² = 4.4 Мпа

12. Допускаемое полезное напряжение

[ ] = C C_p= 2.58

где C – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,

C = 1– 0.44 ln =0.9

C_p – коэффициент режима работы.

C_p = C_н – 0.1(n_c – 1)= 0.65

C_н – коэффициент нагружения, C_н = 0.85

13. Расчетное число ремней

Z = =4

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

14. Сила предварительного натяжения одного ремня

S₀ = 0.75 + q_mV²= 0.39 кН

15. Сила, нагружающая валы передачи,

F_b = 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 F_r = 17.64 кН

Радиальная нагрузка на правый подшипник F_r = 6.42 кН

Осевая нагрузка на подшипник F_a = 0 кН

Частота вращения кольца подшипника n =45 мин^-1

Расчет

Эквивалентная динамическая нагрузка

P = K_б K_Т (XVF_r + YF_a),

где X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

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

K_Т - температурный коэффициент, K_Т=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:

L_h= = 14147,4 ч

где m=3 показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.

Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника

L_E= ,

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

_h=0.125 L_E= 113179.2 ч

Условие выполняется L_E 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 F_r = 7.66 кН

Радиальная нагрузка на правый подшипник F_r = 11.23 кН

Осевая нагрузка на подшипник F_a = 3.11 кН

Частота вращения кольца подшипника n =182.2 мин^-1

Расчет

Эквивалентная динамическая нагрузка

P = K_б K_Т (XVF_r + YF_a),

где X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

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

K_Т - температурный коэффициент, K_Т=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:

L_h= = 120481 ч

где m=3 показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.

Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника

L_E= ,

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

_h=0.125 L_E=15060.12 ч

Условие выполняется L_E 10000 ч.

Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту: