Мегаобучалка Главная | О нас | Обратная связь


Проверочный расчёт на прочность при изгибе



2016-01-05 671 Обсуждений (0)
Проверочный расчёт на прочность при изгибе 0.00 из 5.00 0 оценок




А) Эквивалентное число зубьев

Шестерни

Колеса

Б) По табл. принимается коэффициенты формы зуба и концентрации напряжений при коэффициенте смещения х=0; шестерни YFs1 = 3.8 колеса YFs2 = =3.59

В) Коэффициент, учитывающий наклон зуба

Условие выполнено

Г) Для косозубых колес коэффициент

Д) Расчётные напряжения изгиба в основании ножки зуба:

Колеса

Шестерни

Прочность зубьев на изгиб выполняется

Основные геометрические размеры передачи.

Делительные диаметры шестерни и колеса

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
КП.ДМ.150411.35.18.02.ПЗ  

Диаметры вершин шестерни и колеса

Диаметры впадин шестерни и колеса

Межосевое расстояние

Принимается =95

Пригодность заготовок шестерни и колеса

Диаметр заготовки шестерни

Dзаг=d+6мм = 50,938 +6 =57<D =200мм

Sзаг=0,4 b2 =0,4 30 =12 мм или Sзаг=8m =8 1,5=12 мм, что меньше S=125 мм

 

Условия пригодности заготовок колес выполняются

 

 

4 Предварительный расчёт валов

 

4.1 Ведущий вал.

Рисунок 4.1 Конструкция ведущего вала.

 

4.1.1Выполняется расчёт выходного конца.

(4.1)

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
КП.ДМ.150411.35.18.02.ПЗ  
где Т1 – вращающий момент на ведущем валу;

кр] – допускаемое напряжение кручения для стали 40ХН, [τкр]=25 МПа

 

d1вых=0,75×dэл; (4.2)

где dэл=28 мм – диаметр выходного конца электродвигателя.

 

d1вых=0,75×28=22 мм

Принимается d1вых=22 мм.

 

4.1.2 Рассчитывается диаметр под подшипник

d1п=d1вых+3 мм (4.3)

 

d1п=22+3=25 мм

Принимаем d1п=25 мм.

 

4.1.3Рассчитывается диаметр под шестерню

d=d1п+5 мм=25+5=30 мм

4.1.4 На ведущий вал выбираются подшипники 205 средний серии.

 

d=25 мм; D=52 мм; В=15 мм; r=1,5 мм; С=14 кН; С0=6,95кН. (4.4)

 

4.5 Ведомый вал

Рисунок 4.2 Конструкция ведомого вала.

 

4.5.1 Выполняется расчёт выходного конца ведомого вала.

 

(4.5)

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
КП.ДМ.150411.35.18.02.ПЗ  


Принимается окончательно d2вых=30 мм.

 

4.5.2 Рассчитывается диаметр под подшипники.

d2п=d2вых+5 (4.6)

 

d2п=30+5=35 мм

 

Принимаем окончательный d2п=35мм

 

4.5.3 Рассчитывается диаметр под колесо.

d=d2п+5 (4.7)

 

d=35+5=40 мм

 

4.5.4 На ведомый вал выбираются подшипники 207 средней серии.

 

d=35 мм; D=72мм; В=17 мм; r=2 мм; С=25,5 кН; С0=13,7 кН.

 

 

5 Конструирование зубчатых колёс

 

5 Шестерня выполняется по размерам: d1=48 мм; dа1=51 мм; b1=33 мм.

 

Колесо кованое: d2=143 мм; dа2=146 мм; b2=30 мм.

Рисунок 5.1 Конструкция колеса

 

5.1 Рассчитывается диаметр ступицы

 

dст=1,6×dк2 (5.1)

где dст – диаметр ступицы, мм;

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
КП.ДМ.150411.35.18.02.ПЗ    
dк2 – диаметр вала под колесо, мм.

dст=1,6×40=64 мм

 

5.2 Рассчитывается длина ступицы

 

lст=(1,2÷1,5)×dк2 (5.2)

где lст – длина ступицы, мм.

 

lст=(1,2÷1,5)×40 = 48÷60мм

Принимается lст=50 мм.

 

5.3 Рассчитывается толщина обода

δ0=(2,5÷4)×mп (5.3)

где δ0 – толщина обода, мм;

тп – модуль зубьев, мм.

 

δ0=(2,5÷4)×1,5 = 3,75÷6 мм

Принимается δо=8 мм.

 

5.4 Рассчитывается толщина диска

 

С=0,3×b2 (5.4)

где С – толщина диска, мм;

b2 – ширина венца, мм.

С=0,3×30=9 мм

 

5.5 Определяется диаметр центровой окружности

 

Dотв=0,5×(D0+dст) (5.5)

 

где Dотв – диаметр центровой окружности, мм;

D0 – внутренний диаметр обода, мм;

dст – диаметр ступицы, мм.

 

Dотв=0,5×(124+64)=95 мм

 

5.6 Определяется диаметр отверстий

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
КП.ДМ.150411.35.18.02.ПЗ  
(5.6)

где dотв – диаметр отверстий, мм.

 

Принимается dотв=20 мм.

 

6 Конструирование корпуса редуктора

 

6.1 Рассчитывается толщина стенок корпуса и крышки редуктора.

δ=0,025×аω+1 (6.1)

где δ – толщина стенок корпуса, мм;

аω – межосевое расстояние,мм.

 

δ=0,025×95+1=3,375 мм

 

По таблице 10.2 [1] толщина стенок корпуса и крышки δ≥6мм. Окончательно принимается δ=6мм.

 

δ1=0,02×аω+1 (6.2)

где δ1 – толщина стенок крышки, мм.

 

δ1=0,02×95+1=2,9мм

 

Окончательно принимается δ1=6 мм.

 

6.2 Рассчитывается толщина верхнего пояса (фланца) корпуса.

 

b=1,5×δ (6.3)

где b – толщина верхнего пояса, мм;

δ – толщина стенок корпуса, мм.

 

b=1,5×6=9 мм

 

6.3 Рассчитывается толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса.

 

b1=1,5×δ1 (6.4)

где b1 – толщина нижнего пояса, мм;

δ1 – толщина стенок крышки, мм.

 

b1=1,5×6=9мм

 

6.4 Рассчитывается толщина нижнего пояса корпуса.

 

р=2,35×δ (6.5)

где р – толщина нижнего пояса корпуса, мм;

 

р=2,35×9=21,15мм

Принимается толщина нижнего пояса корпуса р=15 мм.

 

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
КП.ДМ.150411.35.18.02.ПЗ  
6.5 Рассчитывается толщина рёбер основания корпуса.

 

т=(0,8÷1)×δ (6.6)

где т – толщина рёбер, мм;

δ – толщина стенок корпуса, мм.

 

т=(0,8÷1)×6=5,1÷6 мм.

 

6.6 Определяется диаметр фундаментных болтов.

 

d1=(0,03÷0,036)×аw+12 (6.7)

 

d1=(0,03÷0,36)×95+12=14,85÷15,42 мм

 

Принимаются болты с резьбой М16

 

6.7 Определяется диаметр болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников.

d2=(0,7÷0,75)×d1 (6.8)

 

d2=(0,7÷0,75)×16=11,2÷12 мм.

 

 

Принимаются болты с резьбой М12.

 

6.8 Определяется диаметр болтов соединяющих крышку с корпусом.

 

d3=(0,5÷0,6)×d1 (6.9)

 

d3=(0,5÷0,6)×16=8÷9,6 мм

 

Принимаются болты с резьбой М10.

 

 

7 Выбор и расчёт подшипников на долговечность.

 

Ведущий вал.[2]

Из предыдущих расчётов имеется Ft=1752H; Fr=657H; Fa=372H; из

первого этапа компоновки l1=103 мм.

Расчетная схема ведущего вала

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
КП.ДМ.150411.35.18.02.ПЗ    

Определяются реакции опор:

в плоскости xz

где Rх1=Rх2 – реакции опор, Н;

Ft – окружная сила, Н.

в плоскости yz

где Fr – радиальная сила, Н;

d1 – делительный диаметр шестерни, мм.

Проверка:

Ry1+Ry2-Fr=377 +280-657 =0

Определяются суммарные реакции

Выбираются подшипники по более нагружённой опоре. Намечаются ради-

альные шарикоподшипники 305 серии: d=25 мм; D=52 мм; B=15мм;

С=14 кН;

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
КП.ДМ.150411.35.18.02.ПЗ  
С0=6,95 кН;r=1,5.

Рассчитывается эквивалентная нагрузка

Pэ=(XVPr1+YPaσКτ (7.1)

где Рr1=953,7– радиальная нагрузка, Н; осевая нагрузка Pa = Fa =372H;

V=1 – коэффициент вращения внутреннего кольца;

Кσ=1; Кτ=1 – коэффициенты безопасности для приводов ленточных кон

вееров.

Отношение

этой величине соответствует е = 0,26 (по табл. 9,18)

 

Отношение

Рэ=(0,56×953,7 +1,88´372)х1х1=1233 Н

 

Рассчитывается расчётная долговечность, млн. об.

 

(7.2)

где С – динамическая грузоподъёмность, Н

млн. об

Рассчитывается расчётная долговечность, ч

(7.3)

где п – частота вращения внутреннего кольца, об/мин.

ч

 

Ведомый вал несёт такие же нагрузки, как и ведущий: Ft=1752H,

Fr=657H, Fa=372H;

Нагрузка на вал от цепной передачи FB=2628H.

Составляющие этой нагрузки

FBX = FBY = FBsinY= 2628sin 45° = 1708H

Из первого этапа компоновки l2=102 мм; l3=51 мм.

Определяются реакции опор:

в плоскости xz

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
КП.ДМ.150411.35.18.02.ПЗ  

(7.4)

(7.5)

Проверка:

Rx3+Rx4-(Ft+FBX)=416+3176-(1752+1840)=0

в плоскости yz

 

(7.6)

(7.7)

 

Проверка:

Ry3 +FBy-(Fr+Ry4)=657+1840-(657+1840)=0

Определяются суммарные реакции

(7.8)

 

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
КП.ДМ.150411.35.18.02.ПЗ  
(7.9)

Выбираются подшипники по более нагружённой опоре 4.

Намечаем шарикоподшипники радиальные 207 серии: d=35 мм;

D=72 мм; В=17 мм; С=25,5 кН; С0=13,7кН.

Рассчитывается эквивалентная нагрузка

Отношение

Этой величине соответствует е=0,22 (по табл. 9.18)

Отношение

поэтому Pэ=Pr4VKσKτ (7.10)

Pэ=3670 1´1,2 1=4404Н

Рассчитывается расчётная долговечность, млн. об.

(7.11)

млн.об.

Рассчитывается расчётная долговечность, ч

(7.12)

ч

Из расчетов ч, а для зубчатых редукторов ресурс работы

под-шипников не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговеч-

ность подшипника), исходя из всего этого выбираем шариковые радиаль-

ные подшипники 207 среднесерии.

 

8 Выбор и расчёт муфт

 

8.1 Для соединения вала электродвигателя с ведущим валом редуктора необходимо подобрать муфту с упругими элементами для того, чтобы гасить вибрации и толчки идущие от электродвигателя.

Наиболее подходящие муфты упругие втулочно – пальцевые МУВП…

Для подбора муфты необходим момент расчётный Мр, диаметр вала электродвигателя dэл и диаметр выходного конца ведущего вала d1вых.

Из предыдущих расчётов имеем: dэл=38 мм, d1вых=22 мм.

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
КП.ДМ.150411.35.18.02.ПЗ  

Рисунок 8.1 Муфта упругая втулочно-пальцевая

 

8.2 Определяется момент расчётный

 

Тр=Кm×Т1 (8.1)

где Мр – расчётный момент для подбора муфты, Нм;

к=1,4 – коэффициент режима работы привода.

 

Тр=1,4×41,6=58,24Нм

 

Выбираем муфту МУВП1-50-55НН 2096-64

 

 

8.3 Пальцы проверяются на изгиб по сечению А – А, а резиновые втулки на смятие поверхности, соприкасающейся с пальцами.

 

Условие прочности пальца на изгиб:

(8.2)

где σи – наиб.напряжение изгиба в опасном сечении пальца, Н/мм2;

Мр – расчётный момент, Нмм;

D0 – диаметр окружности, на которой расположены пальцы, мм;

Z – число пальцев;

lп – длина пальцев, мм;

dп – диаметр пальца, мм.

[σ]n=80÷90 Н/мм2 – допускаемое напряжение на изгиб для пальцев.

 

 

Условие прочности выполняется.

 

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
КП.ДМ.150411.35.18.02.ПЗ  
8.4 Проверяется условие прочности втулки на смятие:

(8.3)

где lb – длина втулки, мм;

[σ]см=1,8÷2,0 Н/мм2 – допускаемое напряжение на смятие для резины.

 

Условие прочности на смятие выполняется.

 

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
КП.ДМ.150411.35.18.02.ПЗ  
9 Выбор и расчёт шпонок

 

Шпонками называются соединительные элементы между валом и ступицей (колеса, шкива, маховика и т. д.). Шпонки в основном изготавливаются из сталей (Сталь 20, Сталь 35, Сталь 45) термообработка специальная не нужна. Шпонки и шпоночные пазы стандартизованы.

Выбираются шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360 – 78.[3] Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности определяется по формуле

(9.1)

где Т – передаваемый момент;

d – диаметр вала;

(h-t1) – рабочая глубина паза в ступице;

(l-b) – рабочая длина шпонки со скруглёнными торцами;

см]=100МПа – допускаемое напряжение смятия при стальной ступице.

 

Рисунок 9.1 Шпоночное соединение.

 

9.1 Ведущий вал.

d=22 мм; b×h=8×7 мм; t1=4 мм;

t2=3,3 мм; l=60 мм; Т=41,6×103Нмм.

 

 

Условие прочности на смятие выполняется.

 

9.2 Ведомый вал.

d=30 мм; b×h=10×8 мм; t1=5 мм;t2=3,3мм; l=60мм; Т=116×103Нмм.

 

 

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
КП.ДМ.150411.35.18.02.ПЗ  


Условие прочности на смятие выполняется.

 

d=40 мм; b×h=12×8 мм; t1=5 мм; l=50 мм; Т=116×103Нмм.

 

Условие прочности на смятие выполняется.

 

 

10 Уточнённый расчёт валов

 

10.1 Ведущий вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполняется заодно с валом), т. е. сталь 45, термообработка – улучшение.

При диаметре заготовки до 90мм (в нашем случае dа1=50 мм) среднее значение σb=780 МПа.[2]

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

 

σ-1 0,43σb (10.1)

 

σ-1=0,43×780=335 МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

τ-1 0,58σ-1 (10.2)

 

τ-1=0,58×335=194 МПа

Сечение А – А

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

Коэффициент запаса прочности

(10.3)

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

(10.4)

При d=22мм; b=6 мм; t1=3,5 мм

(10.5)

 

Wк нетто =

 

 

 

Принимается kτ=1,5; ετ=0,83; ψτ=0,1 [1]

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
КП.ДМ.150411.35.18.02.ПЗ  

 

Определяется изгибающий момент от консольной нагрузки

(10.6)

где l – длина полумуфты, мм.

 

M=2,5

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

(10.9)

 

 

Результирующий коэффициент запаса прочности

(10.10)

 

 

получился близким к коэффициенту запаса Sτ=9,7. Это расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов оказываются прочными и что учёт консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Фактическое расхождение будет ещё меньше, так как посадочная часть вала обычно бывает короче, чем длина полумуфты, что уменьшает значения изгибающего момента и нормальных напряжений.

По этим причинам проверять прочность в сечениях Б – Б и В – В нет необходимости.

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
КП.ДМ.150411.35.18.02.ПЗ  


10.2 Ведомый вал

Материал вала – сталь 45 нормализованная; σb=570 МПа.

Пределы выносливости σ-1=246 МПа и τ-1=142МПа.

 

Сечение А – А

Диаметр вала в этом сечении 40 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: kσ=1,6 и kτ=1,5; масштабные факторы εσ=0,85; ετ=0,73; коэффициенты ψσ=0,15 и ψτ=0,1.[1]

Крутящий момент Т2=82,5×103Нмм.

 

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

М=Rx3l2 (10.11)

М'=416×102 = 42432Нмм

 

изгибающий момент в вертикальной плоскости

М”=Ry3l2+ Fa (10.12)

М” = 657×102+372x(144/2) =93798Нмм

суммарный изгибающий момент в сечении А – А

 

МА – А= Нмм

 

Момент сопротивления кручению (d=40 мм; b=12 мм; t1=5 мм)

(10.13)

 

Wк нетто =

 

Момент сопротивления изгибу

(10.14)

 

Wнетто=

 

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

(10.15)

 

 

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

(10.16)

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
КП.ДМ.150411.35.18.02.ПЗ  


 

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

(10.17)

 

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

(10.18)

 

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А – А

(10.19)

 

Сечение К-К: Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см.табл. 8.7)

и ; и

 

 

Изгибающий момент

(10.20)

 

Осевой момент сопротивления


(10.21)

 

Изм.
тЛист
докум.
сьПодпись
таДата
тЛист
КП.ДМ.150411.35.18.02.ПЗ  
Амплитуда нормальных напряжений

 

Полярный момент сопротивления

(10.22)

 

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

 

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

 

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

 

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К

 

Условие прочности выполняется

Сечение Л – Л

Концентрация напряжений обусловлена переходом от Ø30 к Ø26: при D/d=30/26=1.15 и r/d=2.25/26=0.08 kσ=1,51 и kτ=1,21; масштабные факторы εσ=0,92; ετ=0,83;[1]

Внутренние силовые факторы такие же как и в сечение К-К

Осевой момент сопротивления

(10.36)

W =

 

Амплитуда нормальных напряжений

(10.37)

 

среднее напряжение σm=0

Полярный момент сопротивления

(10.38)

Wр=

 

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

(10.39)

 

 

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
29
КП.ДМ.150411.35.15.01.ПЗ  


Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

(10.40)

 

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

(10.41)

 

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л – Л

(10.42)

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
КП.ДМ.150411.35.18.02.ПЗ  

 

Сечение Б-Б: Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (см. табл. 8.5)

и ; и

 

Изгибающий момент (положим х1=60мм)

 

Момент сопротивления сечения нетто при b=10 и t1=5мм

 

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

 

Момент сопротивления кручению сечения нетто

 

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

 

Коэффициенты запаса прочности

 

 

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б

 

Таблица10.1. Результаты проверки сводятся в таблицу:

 

Результаты проверки сводятся в таблицу:

Таблица 10.1

Сечение А-А К-К Б-Б
Коэффициент запаса S 2,7 1,68

 



2016-01-05 671 Обсуждений (0)
Проверочный расчёт на прочность при изгибе 0.00 из 5.00 0 оценок









Обсуждение в статье: Проверочный расчёт на прочность при изгибе

Обсуждений еще не было, будьте первым... ↓↓↓

Отправить сообщение

Популярное:
Как выбрать специалиста по управлению гостиницей: Понятно, что управление гостиницей невозможно без специальных знаний. Соответственно, важна квалификация...
Генезис конфликтологии как науки в древней Греции: Для уяснения предыстории конфликтологии существенное значение имеет обращение к античной...
Как вы ведете себя при стрессе?: Вы можете самостоятельно управлять стрессом! Каждый из нас имеет право и возможность уменьшить его воздействие на нас...



©2015-2024 megaobuchalka.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. (671)

Почему 1285321 студент выбрали МегаОбучалку...

Система поиска информации

Мобильная версия сайта

Удобная навигация

Нет шокирующей рекламы



(0.009 сек.)