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 F_a > 0 то Р_а2=S₂ =830 Н, Р_а1=S₂-F_a =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 L_h≥ [L_h]=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 F_a > 0 то Р_а4=S₃+F_a =1651 Н, Р_а3=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 L_h≥ [L_h]=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 [s_см ]=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, ) М_Ʃ =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:

 

 

⇐ Предыдущая1234

Поделиться:

Популярное:

1. Анализ валовой прибыли магазина за анализируемый период
2. Болезнь Вильсона-Коновалова.
3. Валовой внутренний продукт и методы его расчета.
4. Валовой внутренний продукт и методы его расчета.
5. Валовой национальный продукт (ВНП).
6. Диаграммы равновесия жидкость – пар в бинарных системах. Первый закон Коновалова. Фракционная перегонка
7. Для деталей ступенчатых валов
8. Допрос, очная ставка, предъявление для опознания, проверка показаний
9. Запас прочности при статических напряжениях
10. Измерение временных интервалов и частоты
11. Измерение интервалов времени
12. ИССЛЕДОВАНИЕ ПЛОСКОГО НАПРЯЖЕННОГО СОСТОЯНИЯ. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ДЛЯ СЛОЖНОГО НАПРЯЖЕННОГО СОСТОЯНИЯ