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

РОЗРАХУНОК ПРИВОДНОГО ВАЛА



8.1 Початкові дані

Обертаючий момент на приводному валу Т=ТIV=2620,83 Нм.

Частота обертання приводного вала n=nIV11,46 хв-1

8.2 Вибір матеріалу для виготовлення вала та розрахунок допустимих напружень .

Для виготовлення вала вибрана сталь 50 нормалізована з границею міцності σB=640 МПа, границею текучості σт=380 МПа, твердістю НВ 180...229.

Допустимі напруження кручення

=(0.03….0.04) σB =0.035 640=22.4 МПа (8.1)

8.3Розрахункова схема вала

8.3.1 Схема навантаження вала

Розрахункова схема вала показана на рис. 8.1

На вал діють: обертаючий момент

Т=ТIV=2620,83 Нм;

 

сили в зачепленні Ft =9183,7 Н,

Fr =3502,2 Н, Fα =2865,3 Н;

сили від натягу тягового органа

F = 0.5(FH + F1) = 0,5(7600 +500) = 4050 Н (8.2)


 

8.3.2 Розрахунок діаметра вихідного кінця вала.

Діаметр вихідного кінця вала

dB =10 = 10 =83.63мм,

прийнято по ряду стандартних лінійних розмірів dB =85 мм.

8.3.3 Лінійні розміри вала

l1= 2.5 dB-0.005 =2.5 85-0.005 852=176.375мм, прийнято l1=180 мм (8.3)

l2= 3 dB-0.005 =3 85-0.005 852=218,875мм, прийнято l2=220 мм (8.4)

B=710 мм

r= 0.5 d2=0.5 =303,82мм


8.4 Схема діаметрів вала

Схема діаметрів показана на рис.8.2

Проектування діаметрів вала.

Діаметр вихідного кінця вала dB =85мм. Діаметр першого переходу між вихідним кінцем та посадочним місцем під підшипник d1=1,1; dB=1, 1 85=93,5 мм, прийнято d1=95мм. Діаметр вала під підшипник dп=98 мм.

Діаметр переходу між посадочним місцем під підшипник та посадочним місцем під привідну зірочку d2=1,1 dп =1,1 98=107,8 мм, прийнято d2=108мм. d3> d2, d3=110 мм.

8.5 Перевірочний розрахунок вала на витривалість

8.5.1 Розрахунок реакцій та епюри моментів

 


ΣMAY=- Fby (8.5)

FBY= =

ΣMBY=-Fay2l3-Far+Fr(l1+2l3)+Fl3=0 (8.6)

FAY= = (8.7)

 

ΣV=- Fr+ FAY-F+ FBY=-3502,2+5318,383-4050+2233,816=0 (8.8)

 

Таким чином, складові реакцій у вертикальній площині визначені вірно. Значення моментів згину в характерних точках

MCY=Far= =870535,446 Hмм

MAY= Far-Frl1=870535,44 -3502,2 =240139,446 Нмм

MDY= Far-Fr(l1+l3)+FAYl3=870535,446 – 3502,2(180+575) + 5318,383 Нмм (8.9)

MEY= Far-Fr(l1+2l3)+Fay2l3-Fl3=870535,446-4657926+6116140,45-2328750=

=0 Нмм (8.10)

Горизонтальна площина Н

 

ΣMAX=-FBX l3-Ftl1=0 (8.11)

FBX= (8.12)

Таким чином, складова реакції FBX направлена фактично вниз.

 

ΣMBX=-Fax 2l3+Ft(l3+2l3)=0 (8.13)

FAX= (8.14)

ΣH=-Ft+FAX+FBX=-9183,7+10621,14+(-1437,448)=0 (8.15)

Складові реакцій в горизонтальній площині визначені вірно. Моменти згину в горизонтальній площині в характерних Tочках:

Mсх =0; Mах = -Ft = -9183,7 180= -1653066 Нмм

MBX =0 (8.16)

Сумарні моменти в характерних точках

М = , (8.17)

де Мх, МY - моменти згину відповідно у вертикальній та горизонтальній площинах.

Мс= 870535,446 Нмм

Мa=

МD

MB=0

8.5.2 Визначення коефіцієнтів запасу міцності

Розрахунок коефіцієнта запасу міцності проводиться для перерізів, в яких можлива концентрація напружень та в яких одночасно діють моменти згину і обертаючий. Для схеми на рис.8.3 таким перерізом є ділянка вала під правою опорою D.

Коефіцієнт запасу міцності

s= 1,3-3, (8.18)

де = = (8.19, 8.20)

, - границі витривалості при згині та крученні, , - ефективні коефіцієнти концентрації, , , - масштабні фактори, які враховують реальні розміри діаметрів вала, відповідно при згині та крученні, , , -відповідно амплітуди нормальних і дотичних напружень та середнє значення дотичних напружень, - коефіцієнт чутливості матеріалу, з якого виготовлено вал, до асиметрії напружень.

Амплітуди нормальних і дотичних напружень та середнє значення дотичних напружень

σA= ; = = (8.21, 8.22)

де М, Т- моменти згину та обертаючий, що діють в перерізі, для якого визначається коефіцієнт запасу міцності, М=1284444,63 Нмм, Т= 2620,83Нм.

Осьовий та полярний моменти опору

W= (8.23)


Wp= (8.24)

 

σA= МПа = = МПа


Для вуглецевої сталі при σB =640 МПа

= 0,43 =0,43 640=275,2 МПа; =0,58 - = 0,58 275,2 = 159,6 МПа

Для вуглецевої сталі і концентратора напружень типу зміни діаметра прийнято <700МПа прийнято =1,85, =1,4; =0,1; при d 98 ; .

= =

s= , що гарантує міцність та жорсткість вала.

8.6 Проектування колеса відкритої зубчастої передачі

Циліндричне зубчасте колесо

lc=(1..1,5) dв = (1..1,5)

Діаметри ступиці dс=1,5d+10мм=1,5 +10=137,5, прийнято dc=140мм.

Ширина пояска =(2,5..4)Mn+2 мм=12..18 мм, прийнято =15мм.

Діаметр виточки

d0=df2-2 =567,637мм, прийнято d0=560мм.

При співвідношенні формується диск між ступицею та вінцем, товщина якого bд=(0,25..0,35)dв 8мм;

bд=(0,25..0,35) 85=21,25..29,75 мм, прийнято bд=28 мм.

Діаметр кола отворів

D0=0,5(d0+dc) = 0,5(560+140)=350 мм.

Діаметр отворів

d0т=(0,25..0,35)(d0-dc)=175..210 мм, прийнято dот=190мм.

 




Поиск по сайту:

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