Студопедия

Главная страница Случайная страница

КАТЕГОРИИ:

АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника






Силы в зацеплении.




4.4.1 Окружные силы

кН

кН

 

Радиальные силы

Н

Н

Осевые силы

Н

 

 

5. Проектный расчёт валов.

5.1 Расчёт первого вала.

Исходные данные:

Окружные

 

Радиальные Fr=Ft·tgα

 

Fr21=115 H

 

Нагрузка на вал от ременной передачи:

 

F=185,93Н

 

Передаваемый момент Т1=19,7 Нм

Частота вращения вала n=1420 мин-1

Материал вала – сталь 40Х

5.1.1 Строим расчётную схему нагружения:

Определяем опорные реакции и строим эпюры изгибающих моментов в плоскости XOZ:

 

 

Проверка:

 

 

5.1.2 Определяем опорные реакции и строим эпюры изгибающих моментов в плоскости YOZ:

 

Проверка:

 

 

5.1.3 Вычисляем суммарные изгибающие моменты в характерных участках

вала:

 

с построением эпюры изгибающих моментов.

 

5.1.4 Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты в характерных точках вала

5.1.5 Определяем расчётные диаметры в характерных пунктах

 

и представляем полученные результаты на рисунке

5.1.6 Определяем полные поперечные реакции в опорах

5.1.7 Рассчитываем шпоночное соединение «шкив – вал»:

1) Принимаем размеры сечения шпонки пазов в соответствии с табл. 5.1. [2] b=4 мм; h=4 мм; t1=2,5 мм; t2=1,8 мм

2) Рабочая длина шпонки определяется из условия прочности на смятие:

где d=15 мм – диаметр вала;

h - t1 – рабочая высота;

см]=100 МПа – допускаемое напряжение на смятие см. табл. 5.11

3) Полная длина шпонки l=lp+b= +4=4,41мм. Принимаем шпонку мм с. 78 [2]

5.1.15 Определяем момент сопротивления сечения вала:

мм3

5.1.16 Амплитуда номинальных напряжений изгиба при симметричном цикле изменения напряжений определится по формуле 12.5 [2]

МПа

5.1.17 Коэффициент безопасности в сечении по изгибу будет равен

где ψа=0,11 – коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла изменения нагружений для среднеуглеродистых сталей см. рис. 1.4 в [2].

σm=0 – постоянная составляющая цикла изменения нагружений.

5.1.18 Определяем коэффициент безопасности по кручению. Полярный момент сопротивления будет равен:

мм3

При реверсивном вращении вала напряжения кручения будут равны

МПа; τm=0

тогда коэффициент безопасности по кручению будет равен

где Кτ=2,05 – эффективный коэффициент концентрации напряжения по кручению см. табл. 12.5 [2];

ετ=0,89 – масштабный фактор при кручении в зависимости от диаметра вала см. табл. 12.2 [2];

ψτ=0,051 – коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжения см. рис. 1.4 в [2];



5.1.19 Общий коэффициент безопасности по усталостной прочности для сечения 1 определится по формуле 12.4 [2]:

Так как коэффициент безопасности по усталостной прочности превышает минимальный, то проверочный расчёт на жёсткость, колебания и ограничение остаточных пластических деформаций проводить не надо.

5.2 Расчёт второго вала.

Исходные данные:

Передаваемый момент Т1=57,1 Нм

Частота вращения вала n=473 мин-1

Материал вала – сталь 40Х

5.2.1 Строим расчётную схему нагружения:

5.2.2 Определяем опорные реакции и строим эпюры изгибающих моментов в плоскости XOZ:

 

Проверка:

 

 

5.2.3 Определяем опорные реакции и строим эпюры изгибающих моментов в плоскости YOZ:

 

Проверка:

 

5.2.4 Вычисляем суммарные изгибающие моменты в характерных участках вала:

с построением эпюры изгибающих моментов.

 

 

5.2.5 Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты в характерных точках вала

5.2.6 Определяем расчётные диаметры в характерных пунктах

5.2.7

и представляем полученные результаты на рисунке

5.2.8 Определяем полные поперечные реакции в опорах

 

5.2.9 Рассчитываем шпоночное соединение «колесо – вал»:

Принимаем размеры сечения шпонки пазов в соответствии с табл. 5.1. [2] b=5 мм; h=5 мм; t1=3 мм; t2=2,3 мм

Рабочая длина шпонки определяется из условия прочности на смятие:

где d=8 мм – диаметр вала;

h - t1 – рабочая высота;

см]=100 МПа – допускаемое напряжение на смятие см. табл. 5.11



Полная длина шпонки l=lp+b= +2=12,3мм. Принимаем шпонку мм с. 78 [2]

5.2.13 Производим проверочный расчёт вала на выносливость в опасных сечениях:

5.2.14 В сечении 1 действует наибольший изгибающий момент М1= 22,6 Н·мм и крутящий момент Т1=57,1 Н·мм

5.2.14 Определяем момент сопротивления сечения вала:

мм3

5.2.15 Амплитуда номинальных напряжений изгиба при симметричном цикле изменения напряжений определится по формуле 12.5 [2]

МПа

5.2.16 Коэффициент безопасности сечений по изгибу будет равен

где ψа=0,11 – коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла изменения нагружений для среднеуглеродистых сталей см. рис. 1.4 в [2].

σm=0 – постоянная составляющая цикла изменения нагружений.

5.2.17 Определяем коэффициент безопасности по кручению. Полярный момент сопротивления будет равен:

мм3

При реверсивном вращении вала напряжения кручения будут равны

МПа; τm=0

тогда коэффициент безопасности по кручению будет равен

где Кτ=2,05 – эффективный коэффициент концентрации напряжения по кручению см. табл. 12.5 [2];

ετ=0,89 – масштабный фактор при кручении в зависимости от диаметра вала см. табл. 12.2 [2];

ψτ=0,051 – коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжения см. рис. 1.4 в [2];

5.2.18 Общий коэффициент безопасности по усталостной прочности для сечения 1 определится по формуле 12.4 [2]:

Так как коэффициент безопасности по усталостной прочности превышает минимальный, то проверочный расчёт на жёсткость, колебания и ограничение остаточных пластических деформаций проводить не надо.

5.2.14 В сечении 2 действует наибольший изгибающий момент М1= 37,8 Н·мм и крутящий момент Т1=15,45 Н·мм

5.2.19 Определяем момент сопротивления сечения вала:

мм3

5.2.20 Амплитуда номинальных напряжений изгиба при симметричном цикле изменения напряжений определится по формуле 12.5 [2]

МПа

5.2.21 Коэффициент безопасности сечений по изгибу будет равен

где ψа=0,11 – коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла изменения нагружений для среднеуглеродистых сталей см. рис. 1.4 в [2].

σm=0 – постоянная составляющая цикла изменения нагружений.

5.2.22 Определяем коэффициент безопасности по кручению. Полярный момент сопротивления будет равен:

мм3

При реверсивном вращении вала напряжения кручения будут равны

МПа; τm=0

тогда коэффициент безопасности по кручению будет равен

где Кτ=2,05 – эффективный коэффициент концентрации напряжения по кручению см. табл. 12.5 [2];

ετ=0,89 – масштабный фактор при кручении в зависимости от диаметра вала см. табл. 12.2 [2];

ψτ=0,051 – коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжения см. рис. 1.4 в [2];

5.2.23 Общий коэффициент безопасности по усталостной прочности для сечения 1 определится по формуле 12.4 [2]:

Так как коэффициент безопасности по усталостной прочности превышает минимальный, то проверочный расчёт на жёсткость, колебания и ограничение остаточных пластических деформаций проводить не надо.

 


5.3 Расчёт третьего вала.

Исходные данные:

Передаваемый момент Т1=230,5 Нм

Частота вращения вала n=114,6 мин-1

Материал вала – сталь 40Х

5.3.1 Строим расчётную схему нагружения:

5.3.2 Определяем опорные реакции и строим эпюры изгибающих моментов в плоскости XOZ:

 

5.3.3 Определяем опорные реакции и строим эпюры изгибающих моментов в плоскости YOZ:

 

 

Вычисляем суммарные изгибающие моменты в характерных участках вала:

 

с построением эпюры изгибающих моментов.

 

5.3.4 Вычисляем эквивалентные изгибающие моменты в характерных точках вала

.

5.3.5 Определяем расчётные диаметры в характерных пунктах

 

и представляем полученные результаты на рисунке

 

5.3.6 Определяем полные поперечные реакции в опорах

9. Рассчитываем шпоночное соединение «колесо – вал»:

4) Принимаем размеры сечения шпонки пазов в соответствии с табл. 5.1. [2] b=8 мм; h=7 мм; t1=4 мм; t2=3,3 мм

5) Рабочая длина шпонки определяется из условия прочности на смятие:

где d=25 мм – диаметр вала;

h - t1 – рабочая высота;

см]=100 МПа – допускаемое напряжение на смятие см. табл. 5.11

6) Полная длина шпонки l=lp+b= +8=24,66мм. Принимаем шпонку мм с. 78 [2]

5.3.12 Производим проверочный расчёт вала на выносливость в опасных сечениях:

5.3.13 В сечении 1 действует наибольший изгибающий момент М1= 13,8 Н·мм и крутящий момент Т1=230,5 Н·мм

5.3.14 Определяем момент сопротивления сечения вала:

мм3

5.3.15 Амплитуда номинальных напряжений изгиба при симметричном цикле изменения напряжений определится по формуле 12.5 [2]

МПа

5.3.16 Коэффициент безопасности сечений по изгибу будет равен

где ψа=0,11 – коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла изменения нагружений для среднеуглеродистых сталей см. рис. 1.4 в [2].

σm=0 – постоянная составляющая цикла изменения нагружений.

5.3.17 Определяем коэффициент безопасности по кручению. Полярный момент сопротивления будет равен:

мм3

При реверсивном вращении вала напряжения кручения будут равны

МПа; τm=0

тогда коэффициент безопасности по кручению будет равен

где Кτ=2,05 – эффективный коэффициент концентрации напряжения по кручению см. табл. 12.5 [2];

ετ=0,89 – масштабный фактор при кручении в зависимости от диаметра вала см. табл. 12.2 [2];

ψτ=0,051 – коэффициент, характеризующий чувствительность материала к асимметрии цикла изменения напряжения см. рис. 1.4 в [2];

5.3.18 Общий коэффициент безопасности по усталостной прочности для сечения 1 определится по формуле 12.4 [2]:

Так как коэффициент безопасности по усталостной прочности превышает минимальный, то проверочный расчёт на жёсткость, колебания и ограничение остаточных пластических деформаций проводить не надо.

 


mylektsii.ru - Мои Лекции - 2015-2018 год. (0.036 сек.)Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав Пожаловаться на материал