Проектирование скребкового конвеера. Курсовая работа защищена с оценкой канд техн наук, доцент Е. Р. Новиков 2021 г
 Скачать 0.74 Mb.
|
9.1 Уточненный расчет выходного валаПо расчетной схеме выходного вала строим эпюры изгибающих и вращающего моментов на выходном валу (рисунок 5).  Рисунок 5 – Эпюра изгибающих и вращающего моментов Эпюры внутренних силовых факторов приведены на рис. 4, при этом крутящий момент численно равен вращающему:  =  =  Нм.Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y  Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Z  Строим эпюру изгибающих моментов (от муфты):  Суммарные изгибающие моменты в сечениях:   Наиболее опасное сечение будет сечение 2, поскольку оно имеет наибольший суммарный изгибающий момент  . Дальнейшие расчеты будем производить для сечения 2.Принимаем материал выходного вала – Сталь 45 ГОСТ 1050-88 Расчет на сопротивление усталости выходного вала Необходимые характеристики материала выходного вала для уточненного расчета берем из таблицы 12.8 [1, с.273]:  = 900 Н/ – предел прочности; = 410 Н/ – предел выносливости по нормальным напряжениям; = 230 Н/ – предел выносливости по касательным напряжениям; = 0,1 – коэффициент чувствительности к асимметрии цикла.Рассчитываем моменты сопротивления сечения вала изгибу и кручению:   где 𝑑 =  = 47 мм; Определяем амплитуду цикла нормальных напряжений. Нормальные напряжения в вале будут меняться по симметричному циклу.  где  – максимальный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н ∗ м;  – момент сопротивления сечения изгибу,  .Определяем амплитуду цикла касательных напряжений. Считаем закон изменения касательных напряжений пульсирующим. Вращающий момент  =  = 290,8 Н ∗ м. Определяем коэффициенты снижения пределов усталости.   где  – коэффициент, учитывающий упрочнение вала, = 1 (без упрочнения);  – эффективные коэффициенты концентрации напряжений, зависящие от прочности материала и шероховатости поверхности; – коэффициенты влияния качества поверхности; – коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений выбираем по таблице 12.16 [1, с.282] для = 900 Н/ . Принимаем = 4,5 и  = 2,7 для посадки. Шпоночный паз выполняем концевой фрезой. Тогда для шпоночного паза:  Коэффициенты влияния качества поверхности выбираем по таблице 12.14 [1, с.281] для = 900 Н/ . Принимаем  = 0,91;  = 0,95.Для посадки получаем:   Для шпоночного паза получаем:   Определяем реальные пределы выносливости в расчетном сечении.   Определяем коэффициент запаса.     Определяем суммарный коэффициент запаса:  Поскольку расчетный коэффициент запаса много больше допускаемого, расчет для другого сечения можно не производить, а также можно не производить расчет вала по статическим напряжениям. 9.2 Уточненный расчет входного валаПо расчетной схеме входного вала строим эпюры изгибающих и вращающего моментов на входном валу (рисунок 6).  Рисунок 6 – Эпюра изгибающих и вращающего моментов Определяем суммарные изгибающие моменты в этих сечениях. Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y  ; ;Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Z   Суммарные изгибающие моменты в сечениях:   Наиболее опасное сечение будет сечение 7, поскольку оно имеет наибольший суммарный изгибающий момент. Дальнейшие расчеты будем производить для сечения 7. Так как в этом сечении концентратором напряжения является только посадка, то и коэффициенты снижения пределов усталости будем считать только по посадке. Принимаем материал входного вала – Сталь 40Х. Необходимые характеристики материала выходного вала для уточненного расчета берем из таблицы 12.8 [1, с.273]: = 900 Н/ – предел прочности; = 410 Н/ – предел выносливости по нормальным напряжениям; = 240 Н/ – предел выносливости по касательным напряжениям; = 0,09 – коэффициент чувствительности к асимметрии цикла.Рассчитываем моменты сопротивления сечения вала изгибу и кручению:   Определяем амплитуду цикла нормальных напряжений. Нормальные напряжения в вале будут меняться по симметричному циклу.  где  – максимальный изгибающий момент, Н ∗ мм; – момент сопротивления сечения изгибу, .Определяем амплитуду цикла касательных напряжений. Считаем закон изменения касательных напряжений пульсирующим. Вращающий момент  =  = 62864 кВт. Определяем коэффициенты снижения пределов усталости. где – коэффициент, учитывающий упрочнение вала, = 1 (без упрочнения); – эффективные коэффициенты концентрации напряжений, зависящие от прочности материала и шероховатости поверхности; – коэффициенты влияния качества поверхности; – коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений выбираем по таблице 12.16 [1, с.282] для = 900 Н/ . Принимаем = 2,71 и = 2,98Коэффициенты влияния качества поверхности выбираем по таблице 12.14 [1, с.281] для = 900 Н/ . Принимаем = 0,91; = 0,95.  Определяем реальные пределы выносливости в расчетном сечении.   Определяем коэффициент запаса.  ,3  Определяем суммарный коэффициент запаса:  Исходя из того, что производилась упрощённая форма расчёта сечения на прочность, принимаем для входного вала минимальное значение коэффициента запаса прочности [𝑆] = 2. Таким образом вал проходит проверку на прочность. 10 Смазывание, смазочные устройства и уплотнения10.1 Выбор смазки элементов редуктора Поскольку полученное значение линейной скорости меньше 1 м/с, то смазывание подшипников и зубчатых колес – различное. Для контактного напряжения  = 791 Н/ и линейной скорости 𝑣 = 0,4 м/𝑐, по таблице 8.1 [1, с.179] находим рекомендуемую вязкость 𝜇 = 60 . По таблице 8.2 [1, 179] по рекомендуемой вязкости выбираем марку масла для смазывания зубчатой передачи: И-Г-А-68 ГОСТ 20799-88.Для смазывания подшипников используем консистентное масло – Литол-24 ГОСТ 21150-87. Для предотвращения перемешивания масел возьмем подшипники с защитной шайбой марок 60207, 60210 (для входного и выходного валов соответственно). 10.2 Расчет минимального объема смазки Высота уровня масла в редукторе берется до начала диска зубчатого колеса. Объем используемого масла можно посчитать как объем параллелепипеда:   =2,25 2,5=5,625мм =2    10.3 Выбор уплотнительных устройствУплотнительные устройства применяют для предотвращения вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также для их защиты от попадания извне пыли и влаги. Принимаем в качестве уплотнительных устройств манжеты резиновые армированные ГОСТ 8752-79. Уровень масла контролируем с помощью отверстий с пробками, расположенных на корпусе редуктора. Залив масла происходит через верхний люк при двух вкрученных пробках, затем верхняя контрольная пробка выкручивается и излишки масла вытекают. Слив производится путем выкручивания нижней пробки. В качестве сливной и контрольной пробок выбираем цилиндрические резьбовые пробки ГОСТ 12217-66. Список используемых источников Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. Пособие для студ. техн. спец. вузов / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. – 8-е изд., перераб. и доп.-М.: Издательский центр «Академия», 2003.-496 с. Иванов М.Н., Финогенов В.А., Детали машин. – М.: Высшая школа, 2002. Машиностроение. Энциклопедия. Детали машин. Конструкционная прочность. Трение, износ, смазка. – М.: Машиностроение, 1995. – Т. IV – 1/ Под ред. Д.Н. Решетова. Решетов Д.Н. Детали машин. – М.: Высшая школа, 1985. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб.пособие. – 3-е изд., перераб. и доп. - М.: «Альянс», 2005.-416 с. |