Методика проверки вала на усталостную прочность кратко

Обновлено: 03.07.2024

2 - .

Коэффициент запаса прочности S:

;

- где =1,5–2,5 минимально допустимое значение;

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

;

;

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

МПа; МПа;

где ; – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения табл. 6.1[3];

Коэффициенты снижения предела выносливости:

;

;

где ; – эффективные коэффициенты концентрации напряжений – табл. 6.6 [3];

– коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения табл. 6.2 [3];

; – коэффициенты влияния качества поверхности табл. 6.3 [3];

– коэффициент влияния поверхностного упрочнения табл. 6.4 [3];

Коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала:

где – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений табл. 6.1 [3].

- условие прочности выполняется.

9.2.2 Ведущий вал

Опасным сечением является сечение 2 - .

Коэффициент запаса прочности S:

;

- где =1,5–2,5 минимально допустимое значение;

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

;

;

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

МПа;

МПа;

где ; – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения табл. 6.1[3];

Коэффициенты снижения предела выносливости:

;

;

где ; – эффективные коэффициенты концентрации напряжений – табл. 6.6 [3];

– коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения табл. 6.2 [3];

; – коэффициенты влияния качества поверхности табл. 6.3 [3];

– коэффициент влияния поверхностного упрочнения табл. 6.4 [3];

Коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала:

где – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений табл. 6.1 [3].

- условие прочности выполняется.

Выбор посадок и расчет полей допусков

9.3.1 Посадка зубчатого колеса на вал Ø55 мм по ГОСТ 25347-82

Определяем предельные отклонения, предельные размеры, допуски, предельные зазоры или натяги, допуск посадки (рис. 9.3).

9.3.2 Посадка в системе отверстия, вид посадки с натягом

Номинальный размер мм.

9.3.3 Детали соединения

· отверстие. Ø55 , квалитет 7

· вал Ø55 , квалитет 6

9.3.4 Предельные отклонения ГОСТ25347-82

· отверстие ;

· ;

· вал ;

· .

9.3.5 Обозначения на чертежах

9.3.6 Предельные размеры (мм)

· отверстие ;

· ;

· .

· отверстие ;

· ;

· .

9.3.8 Предельные зазоры (мм)

· ;

· ;

· ;

· ;

.

9.3.9 Допуск посадки (мм)

· ;

· .

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса сопротивления усталости , значение которого можно принять . При этом должно выполняться условие: , где

и – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

Найдём результирующий изгибающий момент:

.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45): – временное сопротивление (предел прочности при растяжении);

и – пределы выносливости гладких образцов при изгибе и кручении.

Здесь:

Определим запас сопротивления усталости по изгибу:

Определим запас сопротивления усталости по кручению:

Найдём расчётное значение коэффициента запаса сопротивления усталости:

– условие выполняется.

11.3 Проверка вала на статические перегрузки

Проверку статической прочности производим в целях предупреждения пластических деформаций и разрушений с учетом кратковременных перегрузок.

Определим эквивалентное напряжение

,

где ;

;

.

Тогда .

11.4 Расчет вала на жесткость

Упругие перемещения вала отрицательно влияют на работу связанных с ним деталей. От прогиба вала в зубчатом зацеплении возникает концентрация нагрузки по длине зуба.

В связи с этим определим прогиб вала под колесом, используя готовую расчетную схему и формулу:

,

где ;

;

;

;

;

;

;

Тогда .

12. Выбор и расчет шпоночных соединений

Все шпонки редуктора призматические со скругленными торцами. Размеры соответствуют ГОСТ 23360–78.

Для промежуточного вала II:

,

где

По значению диаметра вала определяем размеры b и h.

Принимаем

Выбираем шпонку 12х8х22.

Для промежуточного вала III:

,

где

По значению диаметра вала определяем размеры b и h.

Принимаем

Выбираем шпонку 14х9х36.

Для тихоходного вала IV:

,

где

По значению диаметра вала определяем размеры b и h.

Принимаем

Выбираем две шпонки 14х9х70.

Для приводного вала V:

,

где

По значению диаметра вала определяем размеры b и h.

Принимаем

Выбираем шпонку 14х9х125 и две шпонки 14х9х63.

13. Выбор смазки редуктора

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактных напряжений и окружной скорости колес.

Выбираем масло И-Г-А-68 ГОСТ 20799–88.

Г – для гидравлических систем,

А – масло без присадок,

68 – класс кинематической вязкости.

Подшипники смазываются тем же маслом, стекающим со стенок корпуса редуктора.

Объем масла V=5 литров.

3. Д.Н. Решетов – Детали машин. Атлас конструкций.

Раздел: Промышленность, производство
Количество знаков с пробелами: 21368
Количество таблиц: 7
Количество изображений: 15

Похожие работы

. . 1. Описание назначения и устройства проектируемого привода Проектируемый привод предназначен для передачи вращательного движения от электродвигателя к приводному валу пластинчатого конвейера. В состав данного привода входят: 1. Электродвигатель. 2. Клиноременная передача. 3. Цилиндрический прямозубый редуктор. 4. Зубчатая муфта. 5. Приводные звездочки. Рассмотрим более подробно .

. по ступеням и определить силовые и скоростные параметры на валах привода 1.2 Расчетная схема Рисунок 1.1 - Схема для расчета привода пластинчатого конвейера 1.3 Данные для расчета Таблица 1.1 – Данные для расчета привода пластинчатого конвейера Рвых. ,кВт 6 Uобщ. 35 Цилиндрическая передача I прямозубая Цилиндрическая передача II прямозубая Рама Сварная Смазка .

. . 9, д, e) Крутонаклонные конвейеры с прижимной лентой успешно эксплуатируются на предприятиях связи и торговли для транспортирования посылок, пакетов, ящиков, коробок н т. п. Эти конвейеры выполнены па базе типовых узлов серийно выпускаемых стационарных ленточных транспортеров. Их производительность составляет свыше 200 единиц грузов в час, а угол наклона — 40—90°.[2, 222 ст.] Трубчатые и .

. -узлов из подузлов на отметках ниже проектных или же в стороне от проектного положения и монтаж машины в проектном положении из уже ранее собранных блоков-узлов. 1.3. Технология монтажа пластинчатого конвейера. Пластинчатые конвейеры предназначены для перемещения в горизонтальной плоскости или с небольшим наклоном (до 35°) тяжёлых (500кг и более) штучных грузов, крупнокусковых, в том числе .

В соответствии с построенными эпюрами изгибающих и крутящих моментов (рис. 4.4) и конструкцией вала (рис. 4.5) опасными являются три сечения. Первое из них совпадает с расчетным сечением 4 (рис. 4.6, а). В этом сечении действует крутящий момент М_К4 = 800000 Н·мм, суммарный изгибающий момент М_Σ4 = 412253 Н·мм, концентрация напряжений обусловлена шпоночным пазом.

Рис. 4.5. Эскиз тихоходного вала конического редуктора

Рис. 4.6. Расчетные сечения вала: а – сечение 4;

б – сечение 3; в – сечение 1

М_К3 = 800000 Н·мм. Концентрация напряжений обусловлена галтелью и резким изменением размеров вала.

Третье опасное сечение соответствует середине посадочного участка под звездочку цепной передачи (сечение 1) (рис. 4.6, в). В этом сечении действует крутящий момент М_К1 = 800000 Н·мм, концентрация напряжений обусловлена шпоночным пазом, диаметр вала минимальный.

Методика расчета на усталостную прочность изложена в разделе 2.4.1.

Результаты проверки усталостной прочности в опасных сече­ниях приведены в табл. 4.1.

Расчет каждого вала на усталостную проч­ность проводят по формуле:

,

где допускаемое значение коэффициента запаса прочности [S] = 1,5. 2,5 (назначают в зависимости от степени ответственности конструкции); S_а и S_Т - коэффициенты запаса сопротивле­ния усталости по изгибу и кручению:

, ;

В этих формулах σ_-1 и τ_-1 - пределы выносливости; σ_a и τ_а - переменные составляющие циклов напряжений, σ_m и τ_m -постоянные составляющие; k_σ и k_τ - эффективные коэффициен­ты концентрации напряжений; ε_М и ε_П - масштабный фактор и фактор качества поверхности; ψ_σ и ψ_τ - коэффициенты чувстви­тельности материала к асимметрии цикла напряжений.

Поскольку напряжения изгиба в валах изменяются по симмет­ричному циклу, а напряжения кручения - по отнулевому, состав­ляющие циклов определяются формулами:

где - значения внутренних моментов в опасном сечении; d - диаметр вала в опасном сечении.

Пределы выносливости связаны соотношением

где σ_B - предел прочности, например, для стали 45 с твердостью 241…285 (термообработка - улучшение)

Значения k_σ и k_τ выбирают в зависимости от прочности мате­риала вала и вида концентратора напряжений в опасном сечении. Для шлифованных валов диаметром

d ≤ 10 мм факторы ε_М = 1 и ε_П = 1.

Величины ψ_σ и ψ_τ зависят от механических характеристик материала. Для сталей

Валы после компоновки механизма проверяют на проч­ность при действии пусковой нагрузки, предварительно на­значив материал. Как и для зубчатых колес, в каче­стве материала валов выбираем сталь 45.

По кинематической схеме и компоновке механизма составляют расчетную схему каждого вала, рассматривая его как статически определимую балку.

где d₂ б , d₁ T - делительные диаметры колеса и шестерни

,

,

,

;

1 ,

,

,

2

3 Эпюры: M_z : M_u = - ,

M_u = ,

,

,

М_и= М_и=

Суммарные изгибающие моменты:

I Опасное сечение:

,

II Опасное сечение:

,

Коэффициенты запаса прочности:

Тогда, общий коэффициент запаса прочности определяется:

=

5.3 Проверка подшипников на долговечность

Работоспособность выбранного подшипника оценивают по динамической грузоподъемности С_р, которая не должна превос­ходить паспортную динамическую грузоподъёмность С, указанную в каталоге. Для наиболее нагруженного шари­коподшипника каждого вала определяют С_p по формуле

,

где Р - эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, L -расчетная долговечность подшипника в миллионах оборотов.

Для шариковых радиальных подшипников эквивалентная на­грузка в случае установки на валу прямозубых цилиндрических колес и, следовательно, при отсутствии в опоре осевой нагрузки

где V - кинематический коэффициент, равный 1, если в подшип­нике вращается внутреннее кольцо, и равный 1,2 при вращении наружного, кольца; К_σ - коэффициент безопасности, при спокой­ной нагрузке К_σ = 1; К_т - температурный коэффициент, К_т = 1 при t 6 ,

где n - частота вращения вала, об/мин; L_h - число часов работы подшипника, которое при отсутствии в задании на курсовой про­ект принимается равным пятикратной долговечности двигателя, указанной в его технических характеристиках.

Если условие С_р ≤ С не выполняется, необходимо увеличить диаметр базовых шеек под подшипники или установить подшип­ники следующей серии (например, перейти от сверхлегкой к особолёгкой или легкой серии).

,

,

= 3,38 ,

Читайте также:

  
• Создание условий для успешной адаптации детей раннего возраста к доу
  
• Задачи профориентационной работы с детьми старшего дошкольного возраста в доу
  
• Организация монтажной площадки кратко
  
• Рейтинг школ по зарплате
  
• Общая характеристика права социального обеспечения зарубежных стран кратко