Помощничек
Главная | Обратная связь


Археология
Архитектура
Астрономия
Аудит
Биология
Ботаника
Бухгалтерский учёт
Войное дело
Генетика
География
Геология
Дизайн
Искусство
История
Кино
Кулинария
Культура
Литература
Математика
Медицина
Металлургия
Мифология
Музыка
Психология
Религия
Спорт
Строительство
Техника
Транспорт
Туризм
Усадьба
Физика
Фотография
Химия
Экология
Электричество
Электроника
Энергетика

Уточненный расчет вала



 

1. Наименование опасного сечения – посадка с натягом

 

2. Моменты и силы в опасном сечении

Суммарный изгибающий момент

M = = = 366.5 Н×м

где MГ - изгибающий момент в горизонтальной плоскости, MГ =66.42 Н×м;

MB - изгибающий момент в вертикальной плоскости MB = 360.43 Н×м.

3. 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 = bt1, = , = ,

A = 23.76 см2 =16.33 см3 = 32.67 см3

 

4. Суммарный коэффициент запаса прочности

Определяем по формуле (2.5 [1]):

S =

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.

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:

= 0.02(1+0.01 )= 0.22 = 0.5 =0.11

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

для углеродистых сталей = 0.43 = 430 МПа

= 0.58 = 249 МПа

здесь - предел прочности материала вала (табл. 1.5 [1])

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

= = 22.438 МПа = =0.828

= = =5.743 МПа

Коэффициенты

= ( +KF -1)/KV, = ( +KF -1)/KV,

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

(табл. 2.5…4.5 [1]); = 3.88 = 2.19

и - коэффициенты влияния размера поперечного сечения вала;

= = 0.78 = = 0.68

KF - коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется по табл. 5.5 [1] в зависимости от

= 0.8 мкм KF= 1.11

KV - коэффициент влияния упрочнения.

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

В результате расчета получили:

 

= 5.08 =3.33

 

= 3.76 =12.601

S = 3.606

 


Расчет подшипников

Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность

Исходные данные

Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.

Подшипник № 216

Размеры подшипника: d =80 мм, D =140 мм, B =26 мм

Динамическая грузоподъёмность C =70.2 кН

Статическая грузоподъёмность C0 =45 кН

Радиальная нагрузка на левый подшипник Fr = 13.88 кН

Радиальная нагрузка на правый подшипник Fr = 0.95 кН

Осевая нагрузка на подшипник Fa =1.97 кН

Частота вращения кольца подшипника n =96.1мин-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. 1.6 [1]);

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

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

Для шарикоподшипников радиальных однорядных параметр осевого нагружения e определяют по формуле из табл. 2.6 [1]

е =0.518 =0.24

Если e следует принять X=1, Y=0. При >e для этих подшипников принимают X = 0.56, Y = =0

Окончательно получим для правого подшипника = =2.073

X = 0.56 Y = 0 P = 1.3·1(0.56·1·0.95+0) = 0.692 кН

Окончательно получим для левого подшипника = =0.141

X = 1 Y = 0 P = 1.3·1(1·1·13.88+0) = 18.04 кН

 

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:

Lh= =10219

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. 4.6 [1] в зависимости от типового режима нагружения:

h=0.25 LE=40850 ч

Для подшипников зубчатых редукторов должно выполняться условие LE 12500 ч.

 

 




Поиск по сайту:

©2015-2020 studopedya.ru Все права принадлежат авторам размещенных материалов.