Файл: Структурный анализ механизма.docx

Скачать файл (0,63Мб)

Заказать решение

ВУЗ: Не указан

Категория: Не указан

Дисциплина: Не указана

Добавлен: 09.11.2023

Просмотров: 81

Скачиваний: 2

ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.

А) Определение реакций опор

В плоскости xz

В плоскости yz

Проверка:

327+263-590=0

Суммарные реакции:

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 304:

d = 20 мм; D = 52 мм: В = 15 мм; С = 15,9 кН и С₀ = 7,8 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле:

, где радиальная нагрузка

, V = 1, коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров К_б = 1.5; К_Т = 1

Коэффициент осевого нагружения e:

8 _{значит е=0,26, Х=0,56 Y=1,71}

Определяем долговечность работы подшипников в часах:

, где С – динамическая грузоподъемность по каталогу, С = 15900 Н;

n- число оборотов в минуту

Р – эквивалентная нагрузка;

p – показатель степени, для шариковых подшипников р = 3

По условию задания, срок службы привода равен 10000 часов, у нас получилось больше, следовательно, подшипники подходят для эксплуатации.

Ведомый вал (рис. 12.9) несет такие же нагрузки, как и ведущий:

Из первого этапа компоновки l=

84мм

Н

Проверка

В плоскости уz:

Проверка

Суммарные реакции:

Выбираем подшипник по более нагруженной опоре 4.

Шариковые радиально-упорные подшипники легкой серии 36208

d=40 D=80 B=18 C=38кН С0=23.2Кн

Коэффициент осевого нагружения e:

,

_{значит е=0,19 , Х=0,56 Y=2,3}

Эквивалентная нагрузка находится по формуле:

Расчетная долговечность:

По условию задания, срок службы привода равен 10000 часов, у нас получилось больше, следовательно, подшипники подходят для эксплуатации.

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при s  [s]. Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Среднее значение _в = 780 МПа. Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

При симметричном цикле изгиба:

σ_-1 ≈ 0,43 * σ_в = 0,43 * 750 = 322.5 МПа;

При симметричном цикле касательных напряжений:

τ_-1 ≈ 0,58 * σ_-1 = 0,58 * 322,5 = 187 МПа;

206>
1 2 3 4 5

Расчет сечений тихоходного вала на сопротивление усталости

Материал- углеродистая сталь 45

Механические характеристики выбранного материала:

Н/мм²;

Н/мм²;

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок — по ГОСТ 23360— 78 .

Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [см] = 100120 МПа,

Ведущий вал: dв1 = 18 мм ; b х h = 6 х 6 мм ; t1 = 3,5 мм ; длина шпонки l = 20 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 80 мм)

момент на ведущем валу Т1 =

Длину шпонки назначают из стандартного ряда так, чтобы она была несколько меньше длины ступицы (примерно на 5—10мм).

Радиус скругления шпонки b/2

Шпонка в месте крепления зубчатого колеса

dв = 50 мм ; b х h = 14 х 9 мм ; t1 = 5.5 мм ; длина шпонки l = 45 мм

момент на ведомом валу Т2 =

Шпонка на ведомом валу в месте крепления звездочки цепной передачи

dв = 38 мм ; b х h = 12 х 8 мм ; t1 = 5 мм; длина шпонки l = 45 мм

момент на ведомом валу Т2 =

Условие

выполнено.
Коэффициент

В расчетах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу

, а касательные напряжения – по от нулевого циклу

.

Амплитуду напряжений цикла в опасном сечении вычисляют по формулам:

;

;

где

;

- моменты сопротивления сечения вала при изгибе и кручении;

- результирующий изгибающий момент;

- крутящий момент.

Сечение А.

Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности

Где амплитуда и среднее напряжение:

При d=18мм; b=6; t₁=3,5

Принимаем k_τ=1.6 ; ψ_τ ≈0.1

Коэффициент запаса прочности

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 50 мм (муфта УВП для валов диаметром 20 мм), получим изгибающий момент в сечении А – А от консольной нагрузки

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности

получился близким к коэффициенту запаса

= 6,83. Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Фактическое расхождение будет еще меньше, так как посадочная часть вала обычно бывает короче, чем длина полумуфты, что уменьшает значения изгибающего момента и нормальных напряжений. Такой большой коэффициент запаса прочности (6.3 или 6.831) объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя. По той же причине проверять прочность в сечениях Б — Б и В — В нет необходимости.

Сечение А — А

Диаметр вала в этом сечении 50 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: k_ =1,75 и k_ = 1,6; масштабные факторы _ = 0,82; _ = 0,70; коэффициенты _  0, 15 и _  0,1.

Крутящий момент Т₂=