Привод к тарельчатому питателю для формовочной земли

• Название: Привод к тарельчатому питателю для формовочной земли
• Дата: 06.04.2021
• Размер: 349.6 Kb.
• Имя файла: Dokument_Microsoft_Word (1).docx
• Тип: Пояснительная записка; #191868
• страница: 9 из 9

1.13 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов

Винты изготавливают из стали 30, 35, класса точности 5.6 (первое число, умноженное на 100, определяет предел прочности - =500 Н/мм²; произведение чисел, умноженное на 10, определяет предел текучести- =300 Н/мм²).

Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения , Н/мм²:

=1.3*F_p/A≤ [ ],

F_{p -} расчетная сила затяжки винтов, обеспечивающая нераскрытие стыка под нагрузкой, H,

F_p= [K_з* (1-x) +x] * F_в.

Здесь F_в=0.5*R_y-сила, воспринимаемая одним стяжным винтом, H, где R_y-большая из реакций в вертикальной плоскости опорах подшипников быстроходного или тихоходного вала. K_з - коэффициент затяжки, K_з=1.25…2-при постоянной нагрузке, K_з=2.5…4-при переменной; x-коэффициент основной нагрузки; x=0.2…0.3-для соединения стальных и чугунных деталей без прокладок, x=0.4…0.5-для металлических деталей с упругими прокладками (паронит, резина и т.д.)

A-площадь опасного сечения винта, мм²: A=π*d_p²/4,где d_p= d₂-0.94*p-расчетный диаметр винта; d₂-наружный диаметр винта; p-шаг резьбы; [σ] - допускаемое напряжение при неконтролируемой затяжке, Н/мм²; для винтов (болтов) с наружным диаметром до 16 мм - [σ] = (0.2…0.25) ; от 16 до 30 мм - [σ] = (0.25…0.4) .

Если винты (болты) окажутся излишне прочными, уменьшать их диаметр не следует.

а) F_p= [K_з* (1-x) +x] * F_в= [1.7* (1-0.45) +0.45] *1350=1870 H

F_в=0.5*2700=1350 H

K_з=1.7

x=0.45

б) A=π*d_p²/4=3.14*199.37/4=156.5 мм²

d_p= d₂-0.94*p=16-0.94*2=14.12 мм

в) =1.3*1870/156.5=15.5≤ [ ],

где [σ] = (0.2…0.25) =0.2*300=60 H/мм²

1.14 Проверочный расчет валов

Цель работы - определить коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнить их с допускаемыми: S≥ [S]

При высокой достоверности расчета [S] =1.3…1.5; при менее точной расчетной схеме [S] =1.6…2.1.

а) Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу:

σ_а=σ_н=М*10³/W_нетто, где W-суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н*м; W_нетто-осевой момент сопротивления сечения вала, мм³.

Для быстроходного вала

σ_а=σ_н=204*10³/70583.58=2.89, W_нетто=π*d_f1³/32=3.14*89.6³/32=70583.58

Для тихоходного вала

σ_а=σ_н=3350*10³/15626=214.3

W_нетто=

б) Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла τ_а=τ_к/2=M_к*10³/2*W_pнетто, где M_{к -} крутящий момент, Н*м; W_pнетто-полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³.

Для быстроходного вала

τ_а=τ_к/2=M_к*10³/2*W_pнетто=1000*38115/ (2*141167) =135

W_pнетто= π*d_f1³/16=3.14*89.6³/16=141167.16, M_к=38115

Для тихоходного вала

τ_а=τ_к/2=M_к*10³/2*W_pнетто=1000*8948/ (2*29815.8) =150.06

W_pнетто= =0.2*54³-14*5.5* (54-5.5) ²/ (2*54) =29815.8

M_к=8948

в) Коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений определяют по формулам:





Для быстроходного вала

=2.1 - эффективный коэффициент концентрации напряжений

=1.7 - эффективный коэффициент концентрации напряжений

=0.67 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения

=1 - коэффициент влияния шероховатости

=2.6 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения

=

=

Для тихоходного вала

=2.15 - эффективный коэффициент концентрации напряжений

=2.3 - эффективный коэффициент концентрации напряжений

=0.7 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения

=1 - коэффициент влияния шероховатости

=2.6 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения

=

=

г) Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм²:

; ,

где и =0.58* -пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм².

Для быстроходного вала

=375/1.2=312.5

=217.5/0.97=224.2

Для тихоходного вала

=217.5/1.26=172.6

=375/1.18=317.7

д) Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

S_σ= / σ_а; S_τ= / τ_а,

Для быстроходного вала

S_σ= / σ_а=312.5/2.89=108.1

S_τ= / τ_а=224.2/135=1.66

Для тихоходного вала

S_σ= / σ_а=317.7/44.3=7.17, S_τ= / τ_а=217.5/150=1.45

е) Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:



Для быстроходного вала

= -при менее точной расчетной схеме

Для тихоходного вала

= -при высокой достоверности расчета

1.15 Тепловой расчет червячного редуктора

Цель теплового расчета - проверка температуры масла t_м в редукторе, которая не должна превышать допускаемой [t] _м=80…95 градусов Цельсия. Температура воздуха вне корпуса редуктора обычно t_в=20 градусов Цельсия.

,

где

P₁-мощность на быстроходном валу редуктора, Вт; η - коэффициент полезного действия редуктора; K_t=9…17 Вт/ (м²*град) - коэффициент теплопередачи; A-площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктора, м². K_t=10, A=1, t_в=20



Таблица 15.1 Результаты проверочных расчетов

Детали		Напряжение, Н/мм2			Детали			Коэффициент запаса прочности
		расчетное σ		[σ]				расчетный S		[S]
Шпонки	Быстроходный	121	110…190		Вала (опасные сечения)	быстроходный	1.66		1.6…2.1
	Тихоходный	121	110…190			тихоходный	1.45		1.3…1.5
		121
Стяжные винты		15.5		75	Температура масла
					рабочая температура 68.96			допускаемая 80…95

1.16 Расчет технического уровня редуктора

1) Определяем массу редуктора

,

где

а) =3.9 - коэффициент заполнения;

б) =128 - делительный диаметр червяка, мм;

=512 мм - делительный диаметр колеса, мм;

в) =7.4*10³-плотность, кг/м³;

= кг.

2) Определение объема редуктора

V 47424000 мм³

3) Определение критерия технического уровня редуктора

Критерий технического уровня редуктора определяется по формуле , где m - масса редуктора, T₂-вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м. Тогда,

=760/2192.2=0.34.

Таблица 16.1 Технический уровень редуктора

Тип редуктора	Масса m, кг	Момент , Н*м	Критерий	Вывод
Червячный	760	2192.2	0.34	Технический уровень низкий; редуктор морально устарел

Вывод

Я произвела расчеты по заданному варианту привода к тарельчатому питателю для формовочной земли. Изучила составляющие данного механизма, сделал выводы по отдельным результатам расчетов и убедилась в правильности вычислений.

1^ по кинематической схеме в редукторе две пары подшипников

2^ по схеме на приводном валу рабочей машины одна пара подшипников