ВКР. Реферат выпускная квалификационная работа по теме Модернизация автоматического дозатора

• Название: Реферат выпускная квалификационная работа по теме Модернизация автоматического дозатора
• Дата: 12.03.2018
• Размер: 0.98 Mb.
• Имя файла: ВКР.docx
• Тип: Реферат; #38225
• страница: 5 из 6

2.11 Расчет вала приводного барабана

Схема сил, действующих на вал



Рис. 11. Схема сил действующих на вал
Вычислим реакции опор в плоскости yoz.

Условие равновесия сил относительно точки 1 найдем по формуле:
(58)
где F_r1 – радиальная сила - 1706,5 (Нм);

а ‒ расстояние между опорами (мм),

Реакцию опоры относительно точки 2 найдем по формуле:
(59)

где F_r1 – радиальная сила -1706,5(Нм);

а ‒ расстояние между опорами (мм),

Условие равновесия сил относительно точки 2 найдем по формуле:
(60)
где F_r2 – радиальная сила - 1706,5 (Нм);

а ‒ расстояние между опорами (мм),

Реакцию опоры относительно точки 1 найдем по формуле:
(61)
где F_r2 – радиальная сила - 1706,5 (Нм);

а ‒ расстояние между опорами (мм),

Вычислим реакции опор в плоскости хoz.

Условие равновесия сил относительно точки 1 найдем по формуле:
(62)
F_м ‒ консольная нагрузка от муфты – 1297(Нм)

а, b,с ‒ расстояние между опорами (мм)

Реакцию опоры относительно точки 2 найдем по формуле:
(63)
F_м ‒ консольная нагрузка от муфты – 1297(Нм)

а, b,с ‒ расстояние между опорами (мм)

Условие равновесия сил относительно точки 2 найдем по формуле:
(64)
F_м ‒ консольная нагрузка от муфты – 1297(Нм)

а, b,с ‒ расстояние между опорами (мм),

Реакцию опоры относительно точки 1 найдем по формуле:
(65)
F_м ‒ консольная нагрузка от муфты – 1297(Нм)

а, b,с ‒ расстояние между опорами (мм),

Определяем общую радиальную нагрузку:
(66)
где F_r1 – радиальная нагрузка на опоре 1 в плоскости x,y;
(67)
где F_r2 – радиальная нагрузка на опоре 1 в плоскости x,y;

Построение эпюры изгибающих моментов[6 стр. 23]

Момент M_y в плоскости yoz.
Участок I: M_yI = (0…a)∙10^-3∙R_1y; (68)
M_yI = (0…1,146)∙10^-3∙1706,5 = 0…1955,6 (Н∙м).

На втором участке момент M_y = 0.

Момент M_z в плоскости xoz.

Участок I: M_xI = (0…a)∙10^-3∙R_1x; (69)

M_xI = (0…1,146)∙10^-3∙90,5 = 0…103,7(Н∙м).
Участок II: M_xII = (0…b)∙10^-3∙F_R; (70)
M_xII = (0…0,08)∙10^-3∙1706,5 = 0…136,52 Н∙м (построение начинается от точки приложения F_R).

По эпюре изгибающих моментов определяем два опасных сечения:

Опасное сечение 1 (ОС 1) – участок вала под подшипником у выходного конца.

Для выбранных опасных сечений проведем расчет на сопротивление усталости.

Опасное сечение 1

Расчетный коэффициент запаса прочности S [1]:
(71)
где S_ и S_ – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

Коэффициенты S_ и S_ запаса по нормальным и касательным напряжениям определяются по следующим зависимостям:
S_ = _-1D/(_a+_D∙_m); (72)
S_ = _-1D/(_a+_D∙_m), (73)
где _a и _a – амплитуды напряжений цикла; _m и _m – средние напряжения цикла; _D и _D – коэффициенты чувствительности к ассиметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения.

В расчетах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: _a = _и; _m = 0, а касательные напряжения по нулевому циклу: _a = _к/2; _m = _к/2.

Тогда выражение примет вид:
S_ = _-1D/_a, (74)
где _-1D – предел выносливости вала в рассматриваемом сечении.

Нормальное напряжение в опасном сечении вычисляют по формуле:
_a = _и = 10³∙М/W, (75)
где М – результирующий изгибающий момент, Н∙м; W – момент сопротивления сечения вала при изгибе, мм³.

Результирующий изгибающий момент вычисляют по формуле:
(76)
Момент сопротивления сечения вала со шпоночным пазом при изгибе вычисляют по формуле:
W = ∙d³/32 – b∙h∙(2∙d – h)²/(16∙d); (77)
W = 3,14∙60³/32 – 18∙11∙(2∙60 – 11)²/(16∙60) = 18745 (мм³).

Подставим полученные значения M и W:

_a = 10³∙1958,3/18745 = 104,5 (МПа).

Предел выносливости вала в рассматриваемом сечении _-1D вычисляют по формуле :

_-1D = _-1/К_D, (78)

где _-1 – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле изгиба; К_D – коэффициент снижения предела выносливости.

Предел выносливости _-1 гладкого образца при симметричном цикле изгиба определяется по табл. 10.2 [1]: _-1 = 410 МПа.

Коэффициент снижения предела выносливости К_D вычисляют по зависимостям:
К_D = (К_/ К_d + 1/ К_F - 1)/K_V, (79)
где К_ ‒ эффективный коэффициент концентрации напряжений; К_d ‒ коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения; К_F ‒ коэффициент влияния качества поверхности; K_V – коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

К_ = 1.90 [1 табл. 10.10]:

К_d = 0,70 [1 табл. 10.7]:

К_F = 0,9 [1 табл. 10.8]:

K_V = 1 [1 табл. 10.9]:

Подставим принятые значения коэффициентов в выражение:

К_D = (1.90/0.70 + 1/0,9 - 1)/1 = 2,81.

Подставим вычисленные значения коэффициентов в выражение:

_-1D = 410/2,81 = 145,9(МПа).

Подставим вычисленные значения коэффициентов и величин в выражение:

S_ = 145,9/10,4= 14.

Касательное напряжение в опасном сечении вычисляют по формуле:
_a = _к/2 = 10³∙М_к/2∙W_к, (80)
где М_к – результирующий крутящий момент, Н∙м; W_к – момент сопротивления сечения вала при кручении, мм³.

Результирующий крутящий момент вычисляют по формуле:
(81)
Подставим полученные значения M_к и W_к:

_a = _к/2 = 10³∙567/2∙18745 = 15,1 (МПа).

Предел выносливости вала в рассматриваемом сечении _-1D вычисляют по формуле:
_-1D = _-1/К_D, (82)
где _-1 – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле кручения; К_D – коэффициент снижения предела выносливости.

Предел выносливости _-1 гладкого образца при симметричном цикле изгиба определяется по табл. 10.2 [1]: _-1 = 230 МПа.

Коэффициент снижения предела выносливости К_D вычисляют по зависимостям:
К_D = (К_/ К_d + 1/ К_F - 1)/K_V, (83)
где К_ ‒ эффективный коэффициент концентрации напряжений; К_d ‒ коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения; К_F ‒ коэффициент влияния качества поверхности; K_V – коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

К_ = 1.60 [6 табл. 10.10]:

К_d = 0.73 [6 табл. 10.7]:

К_F = 0,95 [6 табл. 10.8]:

K_V = 1 [6 табл. 10.9 ]:

Подставим принятые значения коэффициентов в выражение:

К_D = (1.60/0.73 + 1/0,95 – 1)/1 = 2.3.

Подставим вычисленные значения коэффициентов в выражение:

_-1D = 230/2.3 = 100 (МПа).

Коэффициент чувствительности _D к ассиметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения:
_D = _/К_D, (84)
где _ ‒ коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

_ = 0,10 [6 табл. 10.2]:

_D = 0,10/2.3 = 0,04.

Подставим вычисленные значения коэффициентов и величин в выражение:

S_ = 100/(15,1+0,04∙15,1) = 6,37.

Все полученные данные подставим в выражение:



Так как S > [S] (5,8 > 2), то считаем условие достаточного сопротивления усталости в данном сечении выполненным.

3.ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ
3.1 Расчет подшипников быстроходного вала

Суммарные реакции опор.
(85)
где F_r1 – радиальная нагрузка на опоре 1 в плоскости x,y;
(86)
где F_r2 – радиальная нагрузка на опоре 1 в плоскости x,y;

Предварительно подбираем подшипник радиальный, т.к. опора фиксирующая то выбираем подшипник серии 209 [8 стр.459] в зависимости от диаметра вала под подшипник Ø45мм.

С_r – 33200H

C_or – 18600H

X – 0,56 для однорядных подшипников [8стр.111]:

Y – 2,3 [1 стр.459]:

е – 0,19 [1 стр.459]:

Определение эквивалентной нагрузки на подшипник.
P_r =(VXF_r +YF_a)K_БК_Т (87)
где К_Б – коэффициент ‒1,4

К_Т – коэффициент ‒1

V ‒ коэффициент ‒1

P_r =(1×0,56×3460+2,3×944,3)1,4×1=5753,3Н

Определяем расчетную долговечность.

(88)
где а₁ – коэффициент 0,53 [8 стр.117]:

а₂₃ – коэффициент 0,8 [8 стр.117]:

К – 3 коэффициент [8 стр.117]:

> подшипник пригоден.

Основные р-ры подшипника серии 209. (8стр.465):

D=85мм

d=45мм; В=19мм
3.2 Расчет подшипников тихоходного вала

Суммарные реакции опор.
(85)
где F_r1 – радиальная нагрузка на опоре 1 в плоскости x,y;
(86)
где F_r2 – радиальная нагрузка на опоре 1 в плоскости x,y;

Предварительно подбираем подшипник радиальный, т.к. опора фиксирующая то выбираем подшипник серии 212 [8 стр.459]; в зависимости от диаметра вала под подшипник Ø60мм.

С_r – 52000H

C_or – 31000H

X – 0,56 для однорядных подшипников [8 стр.111]:

Y – 2,3 (1стр.459)

е – 0,19(1стр.459)

Определение эквивалентной нагрузки на подшипник.

P_r =(VXF_r +YF_a)K_БК_Т (87)

где, К_Б – коэффициент ‒1,4

К_Т – коэффициент ‒1

V ‒ коэффициент ‒1

P_r =(1×0,56×5890,56+2,3×832)1,4×1=7297,2(Н)

Определяем расчетную долговечность.
(88)
где а₁ – коэффициент ‒0,53 [8 стр.117]:

а₂₃ – коэффициент ‒0,8 [8 стр.117]:

К – коэффициент ‒3 [8 стр.117]:

> подшипник пригоден.

Основные р-ры подшипника серии 208. [8 стр.465]:

D=110(мм); d=60(мм); В=22(мм)
3.3 Расчет подшипников вала барабана

Суммарные реакции опор.
(85)
где F_r1 – радиальная нагрузка на опоре 1 в плоскости x,y;
(86)
где F_r2 – радиальная нагрузка на опоре 1 в плоскости x,y;

Предварительно подбираем подшипник радиальный двухрядный серии 1209 ГОСТ 28428-90 в зависимости от диаметра вала под подшипник Ø45(мм).

С_r – 22000H

C_or – 10000H

X – 1

Y – 2,97

е – 0,21

Определение эквивалентной нагрузки на подшипник.
P_r =(VXF_r +YF_a)K_БК_Т (87)
где К_Б – коэффициент ‒ 1,4

К_Т – коэффициент ‒ 1

V - коэффициент ‒ 1

P_r =(1×1×2199,4+2,97×1)1,4×1=3083,3(Н)

Определяем расчетную долговечность.
(88)
где а₁ – коэффициент ‒ 0,53

а₂₃ – коэффициент ‒ 0,8

К – коэффициент ‒ 3

> подшипник пригоден.

Основные размеры подшипника серии 1209 ГОСТ 28428-90:

D=85(мм)

d=45(мм)

В=19(мм)