Архитектура Аудит Военная наука Иностранные языки Медицина Металлургия Метрология
Образование Политология Производство Психология Стандартизация Технологии


Проверка статичной прочности валов по эквивалентному моменту.



Определение опасных сечений для каждого валов, с расчетом для них эквивалентных сечений произведено в п.6.1.

Рассчитаем минимальные диаметры валов, необходимые для жесткости при (см. ф. 3.25 [2]).

Вал I, сечение в т.1:

что меньше d=35 мм – диаметра под подшипники вала-шестерни.

Вал II, сечение в т.D:

что меньше d=53 мм – диаметра вала под колесом.

Следовательно, жесткость валов обеспечивается.

Ry3
Fr2
Ft2
Fц
Rx3
Rx4
C
0,125м
0,045 м
0,075м
D
Ry4
77.3
39.7
309.3
Mх, Нм
Mу, Нм
Т, Нм
Fa2

Рисунок 8.2. Расчетная схема вала II.

Подбор подшипников по динамической грузоподъемности.

 

Вал1.

Назначены подшипники 46307.

Частота вращения вала: n=694,2 об/мин.

Суммарные реакции опор:

Рисунок 9.1 – Схема нагрузки подшипникового узла

 

Осевые составляющие от радиальной нагрузки:

где при .

Осевые нагрузки подшипников (см. рис. 7.5 [7]). В нашем случае при и Fa >0 то Ра2=S2 =830 Н, Ра1=S2-Fa =565 Н

Рассмотрим сечение 2

отношение , поэтому не учитываем осевую нагрузку:

Эквивалентная нагрузка:

(8.5)

Где Х=1 и Y=0

радиальная нагрузка

коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров

Рассмотрим сечение 1

отношение , поэтому осевую нагрузку учитываем:

Эквивалентная нагрузка:

(8.5)

Где Х=0,56 и Y=2.3

радиальная нагрузка

коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров

Расчетная долговечность, млн. об по формуле:

Расчетная долговечность, ч

Долговечность подшипников ведущего вала обеспечена, так как Lh≥[Lh]=15∙103 часов.

 

Вал 2.

Назначены подшипники 46309.

Частота вращения вала: n=219.7 об/мин.

Суммарные реакции опор:

Осевые составляющие от радиальной нагрузки:

где при a=12°.

Осевые нагрузки подшипников (см. рис. 7.5 [7]). В нашем случае при и Fa >0 то Ра4=S3+Fa =1651 Н, Ра3=S3 =815 Н

Рассмотрим сечение 3

 

отношение , поэтому осевую нагрузку не учитываем

Эквивалентная нагрузка:

(8.5)

Где Х=1 и Y=0

радиальная нагрузка

коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров

Рассмотрим сечение 4

отношение , поэтому осевую нагрузку учитываем:

(8.5)

Где Х=0,45 и Y=1,46

радиальная нагрузка

коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров

Расчетная долговечность, млн. об по формуле:

Расчетная долговечность, ч

Долговечность подшипников ведущего вала обеспечена, так как Lh≥[Lh]=15∙103 часов.


Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений.

Вал I.

Для передачи крутящего момента от электродвигателя на ведущий вал редуктора применим призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360-80. При принятом выходном конце вала d1 =30 мм размеры сечения шпонки и пазов (см. рис.10.1): b=8 мм; h=7 мм, t1 =4 мм.

 

Рисунок 10.1. Шпоночное соединение.

Проведем расчет на смятие шпонок.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности (см. ф. 8.22 [4]):

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [sсм ]=120 МПа, (см.стр.310 [4]).

Рабочая длина шпонки из условия прочности на смятие:

Полная длина шпонки:

Принимаем:

Тогда:

 

Вал II.

Для передачи крутящего момента от зубчатого колеса на вал II применим призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360-80. При принятом посадочном диаметре вала d =40мм размеры сечения шпонки и пазов (см. рис.10.1): b=12 мм; h=8 мм, t1 =5 мм.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Рабочая длина шпонки из условия прочности на смятие:

Полная длина шпонки:

Принимаем:

Тогда:

 

Для передачи крутящего момента от выходного вала на ременную передачу применим призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360-80. При принятом выходном конце вала d =53 мм размеры сечения шпонки и пазов (см. рис.10.1): b=16 мм; h=10 мм, t1 =6 мм.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Рабочая длина шпонки из условия прочности на смятие:

Полная длина шпонки:

Принимаем:

Тогда:

Расчет шпоночных соединений показал, что шпонки подобраны правильно.


 

 

Расчет валов на выносливость.

 

Вал I.

Определим коэффициенты усталостной прочности для сечения в точке 2 (концетрация напряжений от напрессовки внутреннего кольца подшипника на вал).

Сечение в точке 2.

Суммарный изгибающий момент:

Момент сопротивления сечения:

Амплитуда нормальных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

где: (см. табл. 8.7 [3])

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

где: (см.табл.8.5 [3]); (см.табл.8.8[3]) и (см. с.166 [3]).

Результирующий коэффициент запаса:

 

Вал II.

Определим коэффициенты усталостной прочности для наиболее опасного сечения в точке C (наличие шпоночной канавки,) МƩ=324.3 Нм.

Вал нагружен крутящим моментом Т2 =309.3 Н×м.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

Принимаем ; , Тогда:

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

где:

Тогда:

Результирующий коэффициент запаса:

 

 






Читайте также:

Последнее изменение этой страницы: 2016-05-28; Просмотров: 31; Нарушение авторского права страницы


lektsia.com 2007 - 2017 год. Все права принадлежат их авторам! (0.091 с.) Главная | Обратная связь