Вход

Привод ленточного конвейера. Червячный редуктор

Курсовая работа по технологиям
Дата добавления: 22 декабря 1998
Язык курсовой: Русский
Word, rtf, 5.5 Мб (архив zip, 273 кб)
Курсовую можно скачать бесплатно
Скачать
Данная работа не подходит - план Б:
Создаете заказ
Выбираете исполнителя
Готовый результат
Исполнители предлагают свои условия
Автор работает
Заказать
Не подходит данная работа?
Вы можете заказать написание любой учебной работы на любую тему.
Заказать новую работу





Министерство общего и профессионального образования РФ


Курганский Государственный университет



Кафедра “Детали машин”


Привод ленточного конвейера







КУРСОВОЙ ПРОЕКТ


расчетно-пояснительная записка



Вариант 2501





Дисциплина детали машин


Студент ________ Неупокоев Д.А.


Группа М-3115


Направление (специальность) 552900


Руководитель __________ Слесарев Е.Н.


Комиссия: Ратманов Э.В.

Смолин А.И.


Дата защиты _______________________


Оценка _______________________





Курган, 1998 г.

Схема редуктора

S1 – S2 = F

S2

S1

График нагрузки

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Диаметр барабана D = 200 мм

Окружное усилие на барабане F = 2.7 кН

Окружная скорость V = 0.18 м/с

Тип червяка – ZA – архимедов цилиндрический червяк

Расположение червяка – верхнее

Электродвигатель фланцевый

Срок службы 6 лет

Kгод = 0.6

Kсут = 0.3







ДМ 2501.100.000 ПЗ






Изм

Лист

№ документа

Подпись

Дата

Разработал

Неупокоев Д.А.



Привод ленточного конвейера

Лит.

Лист

Листов

Проверил

Слесарев Е.Н.



у



2

44





КГУ группа М-3115

Н. контр.




Утв.





СОДЕРЖАНИЕ

Введение ...……………………………..…………………………………………………….…4 1. Кинематический расчет ……………………………………………………………………5 2. Расчет червячной передачи ...……………………………………………………………8 3. Проектный расчет валов редуктора и подбор подшипников ………………………….17 4. Конструктивные размеры червяка и червячного колеса ………………………………20 5. Расчет элементов корпуса редуктора ……………………………………………………21 6. Проверочный расчет валов ………………………………………………………………23 7. Проверка долговечности подшипников ………………………………………………….31 8. Проверка прочности шпоночного соединения и посадки венца червячного колеса …33 9. Выбор смазки редуктора и уплотнительных устройств ………………………………36 10. Выбор муфт ……………………………………………………………………………….37 11. Описание конструкции рамы ……………………………………………………………38 Приложения …………………………………………………………………………………39 Список использованной литературы ………………………………………………………..44







ДМ 2501.100.000 ПЗ

Лист






3

Изм.

Лист

№ документа

Подпись

Дата


ВВЕДЕНИЕ



Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Нам в нашей работе необходимо спроектировать редуктор для ленточного конвейера, а также подобрать муфты, двигатель, спроектировать раму. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи – червяк, червячное колесо, подшипники, вал и пр. Входной вал посредством муфты соединяется с двигателем, выходной – с конвейером.

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ


Проведем кинематический расчет привода ленточного конвейера, схема которого изображена на рис.1, при заданном окружном усилии на барабане F=2.7 кH, окружной скорости V=0.18 м/с и диаметре барабана D=400 мм.


    1. Кинематический анализ схемы привода.

Привод состоит из электродвигателя, одноступенчатого червячного редуктора и приводного барабана. Червячная передача служит для передачи мощности от первого (I) вала ко второму (II). При передаче мощности имеют место ее потери на преодоление сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в зубчатой передаче, в опорах валов. Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой двигателем, на величину потерь.

    1. Мощность на приводном валу барабана (мощность полезных сил сопротивления на барабане)



1.3. Общий коэффициент полезного действия привода.


где пк=0.99 – к.п.д. пары подшипников качения (по таблице 1 [1]),

чп=0.40 – к.п.д. червячной передачи (по таблице 1 [1]),

пс=0.95 – к.п.д. пары подшипников скольжения (по таблице 1 [1]).

1.4. Потребная мощность электродвигателя (мощность с учетом вредных сил сопротивления)



1.5. Частоты вращения барабана (третьего вала)



1.6. Ориентировочное передаточное число привода


где U`1-ориентировочное значение передаточного числа червячной передачи (по рекомендациям [1]).


1.7. Ориентировочные частоты вращения вала электродвигателя.


1.8. Выбор электродвигателя.

По таблице 5 из [1] выбираем электродвигатель марки 4А1008УЗ, мощность которого Pдв=1.5кВт, частота вращения nдв=700 об/мин, отношения и ,


1.9. Передаточное число привода.


1.10. Передаточные числа ступеней передач привода


1.11. Частоты вращения валов привода.


Для первого вала

Для второго вала

Частоты второго и третьего вала одинаковы, следовательно, nIII=nII=17.189 об/мин


1.12. Мощности на валах.


Мощность на первом валу



Мощность на втором валу



Мощность на третьем валу (для проверки) равна Рвых



1.13. Моменты на валах


Таблица 1.1

Результаты кинематического расчета

Расчетные

параметры

Номера валов

I

II

III

Передаточное число ступени

U=40.724


Мощность Р, кВт

1.293

0.512

0.486

Обороты n, об/мин

700

17.189

17.189

Момент Т, Нм

17.64

284.461

270.016


2. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ


2.1. Исходные данные для расчета:

а) вращающий момент на валу червячного колеса T2=284.461 Нм;

б) передаточное число U=40.724;

в) скорость вращения червяка n1=700 об/мин;

г) вращающий момент на валу червячного колеса при кратковременной перегрузке

Т2пик = 1.3Т = 1.3284.461 = 369.8 (Нм)

д) циклограмма нагружения (рис.2.1.)


Рис.2.1.


2.2. По известному значению передаточного числа определяем число витков (заходов) червяка и число зубьев колеса:


Принимаем Z2=40, следовательно, Uф=Z2/Z1=40/1=40



2.3. Выбор материала.

Ожидаемая скорость скольжения:


По таблице 26 из [2] с учетом V`s выбираем материал венца червячного колеса: БрА9ЖЗЛ


2.4. Расчет допускаемых напряжений.

Для колес из бронзы, имеющей предел прочности В>300 МПа, опасным является заедание, и допускаемые напряжения назначают в зависимости от скольжения Vs без учета количества циклов нагружения. В нашем случае (по таблице 27 из [2]) в зависимости от материала червяка и скорости скольжения без учета количества циклов нагружения принимаем [H]2=173 МПа.

Определим вращающие моменты на валах:


Т21 = 1.3ТН = 1.3284.461 = 369.8 (Нм);

Т22 = ТН = 284.461 (Нм);

Т23 = 0.3ТН = 0.3284.461 = 85.338 (Нм);


Определим срок службы передачи (в часах):



где lлет - количество лет безотказной работы передачи;

kгод – годовой коэффициент, равный 0.6;

kсут – суточный коэффициент, равный 0.3


Определим время действия вращающих моментов:



2.5. Предварительное значение коэффициента диаметра.



2.6. Ориентировочное значение межосевого расстояния.

где K - коэффициент неравномерности нагрузки;

KV – коэффициент динамической нагрузки.

В предварительных расчетах принимают произведение KKV=1.1…1.4 , мы примем это произведение равным 1.2

T2 – вращающий момент на валу червячного колеса, Нм.

2.7. Предварительное значение модуля, мм.

Значение модуля и коэффициента диаметра согласуется по рекомендации ГОСТ 2144-76 (таблица 28 [2]) с целью уменьшения номенклатуры зуборезного инструмента. Принимаем m = 5.0 и q=10


2.8. Уточняем межосевое расстояние.


Округляем его до ближайшего стандартного значения из ряда: …100;125;160…

Принимаем aw = 125мм.


2.9. Коэффициент смещения.


2.10. Проверочный расчет по контактным напряжениям.


2.10.1. Угол подъема витка червяка.


2.10.2. Скорость относительного скольжения в полюсе зацепления, м/с.

где d1 = mq = 5.010 = 50 (мм)


2.10.3. По скорости скольжения VS выбираем (по таблице 29 [2]) степень точности передачи (8 степень) и определяем коэффициент динамической нагрузки KV=1.25


      1. Коэффициент неравномерности нагрузки.



где  - коэффициент деформации червяка, определяемый по таблице 30 [2] в зависимости от q и Z1, равный 108

Ti и ti – вращающий момент и время его действия на i-той ступени по гистограмме нагружения;

Т2ср – среднее значение вращающего момента на валу червячного колеса;

Т2max– максимальный из числа длительно действующих вращающих моментов.


Т2max = 284.461 (Нм)


Тогда коэффициент неравномерности нагрузки равен:


2.10.5. Расчетные контактные напряжения.



2.11. Проверочный расчет по напряжениям изгиба.


      1. Эквивалентное число зубьев колеса.



      1. Коэффициент формы зуба колеса выбираем по таблице 31 [2] :



      1. Напряжения изгиба в зубьях червячного колеса.



[F]2=0.25T+0.08B – допускаемые напряжения для всех марок бронз, значения T и B приведены в таблице 26 [2]

[F]2=0.25245+0.08530=103.65 (МПа)

Условие прочности выполняется, так как F2<[F]2, следовательно, m и q были нами выбраны верно.


2.12. Проверочные расчеты по пиковым нагрузкам.


2.12.1. Проведем проверку по пиковым контактным напряжениям во избежание деформации и заедания поверхностей зубьев.

Условие прочности имеет вид:

max,


где [H]max=2T – предел прочности для безоловянистых бронз, [H]max=2245=490(МПа)


H2max<[H]max, следовательно, условие прочности по пиковым контактным напряжениям выполняется.


2.12.2. Пиковые напряжения изгиба.

Условие прочности по пиковым напряжениям изгиба:

[F2]max = 0.8T = 0.8245 = 196 (МПа)


F2max<[F2]max, следовательно, условие прочности по пиковым напряжениям изгиба выполняется.


2.13. Геометрический расчет передачи.

Основные геометрические размеры червяка и червячного колеса определяем по формулам, приведенным в таблице 32 [2].

Диаметры делительных окружностей для червяка:


d1 = mq = 510 = 50 (мм)


для колеса:

d2 = mZ2 = 540 = 200 (мм)


Диаметры вершин для червяка:


da1 = d1 + 2m = 50 + 25 = 60 (мм)


для колеса:


da2 = d2 + 2m(1 + x) = 200 + 25(1 + 0) = 210 (мм)


Высота головки витков червяка:


ha1 = m = 5 (мм)


Высота ножки витков червяка:


hf1 = 1.2m = 1.25 = 6 (мм)


Диаметр впадин для червяка:


df1 = d1 – 2hf1 = 50 - 26 = 38 (мм)


для колеса:


df2 = d2 - 2m(1.2 + x) = 200 - 25(1.2 + 0) = 188 (мм)


Длина нарезанной части червяка (формула из таблицы 33 [2]):


b1 = (11 + 0.06Z2)m = (11 + 0.0640)5 = 67 (мм)


Наибольший диаметр червячного колеса:

Ширина венца червячного колеса:


b2  45 мм


Радиус выемки поверхности вершин зубьев червячного колеса:


R = 0.5d1 – m = 0.550 – 5 = 20 (мм)


Межосевое расстояние (проверка):


aw = 0.5m(q + Z2 + 2x) = 0.55(10 + 40 + 20) = 125 (мм)


2.14. Данные для контроля взаимного положения разноименных профилей червяка (в дальнейшем указываются на рабочих чертежах)

Делительная толщина по хорде витка:

Высота до хорды витка:


=



2.15. Силы в зацеплении червячной передачи.

2.15.1. Окружная сила червячного колеса (Ft2) и осевая сила червяка (Fa1).


      1. Окружная сила червяка (Ft1) и осевая сила червячного колеса (Fa2).


Ft1 = Fa2 = Ft2tg( + ) = 2844.61tg(5.7106 + 2.2) = 395.259 (H)


здесь  - это угол трения, который может быть определен в зависимости от скорости скольжения Vs по таблице 34 [2]. Для нашего случая =2.2


      1. Радиальная сила червяка (Fr1) и червячного колеса (Fr2).


Fr1 = Fr2 = 0.37Ft2 = 0.372844.61 = 1052.506 (H)


2.16. Тепловой расчет червячной передачи.


2.16.1. Приближенное значение К.П.Д. червячной передачи.


0.95 в данном случае – это множитель, учитывающий потери энергии на перемешивание масла при смазывании окунанием.


      1. Температура масляной ванны в редукторе при естественной конвекции воздуха.



[tм] – максимально допустимая температура нагрева масла (обычно 75…90C);

P1=1.293кВт – подводимая мощность (мощность на валу червяка);

КТ=8…17.5 Вт/(м2С) – коэффициент теплопередачи корпуса (большие значения принимают при хорошей циркуляции воздуха) Примем КТ=14 Вт/(м2С);

t0 – температура окружающего воздуха, 20С;

A – площадь свободной поверхности охлаждения корпуса, включая 70% площади поверхности ребер и бобышек, м2

а – межосевое расстояние червячной передачи, м;

 - коэффициент,учитывающий теплоотвод в раму или плиту (=0.2)

tм < [tм] , следовательно, редуктор специально охлаждать не надо.


2.17. Расчет червяка на жесткость.

Расстояние между серединами опор вала червяка при приближенном расчете можно принимать равным:

L = 0.95d2 = 0.95200 = 190 (мм)


Правильность зацепления червячной пары может быть обеспечена лишь при достаточной жесткости червяка. Средняя допускаемая стрела прогиба [f] червяка может быть принята:

Стрела прогиба червяка, вал которого опирается на два радиально-упорных подшипника определяется по формуле:

Здесь

L – расстояние между серединами опор;

Jпр – приведенный момент инерции сечения червяка, определяемый по эмпирической формуле:


Найдем реальную стрелу прогиба:



f < [f], следовательно, условие жесткости выполняется.

3. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА И ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ.


Рассчитаем входной и выходной валы. Из предыдущих расчетов редуктора известно:

а) моменты передаваемые валами ТI = 17.64 Нм и ТII = 284.461 Нм;

б) диаметры d1 = 50 мм и d2 = 200 мм;


3.1. Входной вал червячного редуктора.

3.1.1. Выбор материала вала.

Назначаем материал вала - сталь 40ХН. Принимаем по таблице 3 [3]:

В = 820 МПа, Т = 650 МПа.


3.1.2. Проектный расчет вала.

Приближенно оценим диаметр консольного участка вала при []=15МПа.


По стандартному ряду принимаем dв=18 мм, тогда по таблице 2 из [3] t =2 мм, r = 1.6 мм,

f =1.


3.1.3. Определим диаметры участков вала.

Диаметры участков вала рассчитаем в соответствии с рекомендациями пункта 4 таблицы 1 [3].

Диаметры подшипниковых шеек:


dп1 = dв+2t = 18+22 = 22 (мм);


Значения dп должны быть кратны 5, поэтому принимаем dп1 = 25 мм


dбп1 = dп1+3.2r = 25+5.12 = 30.12 (мм)


По стандартному ряду принимаем dбп1 = 30 мм

Здесь (по таблице 2 из [3]) t = 2.2 мм, r = 2 мм, f = 1.

Параметры нарезанной части: df1 = 38 мм; d1 = 50 мм и da1 = 60 мм

Расстояние между опорами червяка примем равным диаметру червячного колеса, то есть

l1  2­10 мм

Расстояние от середины выходного конца до ближайшей опоры f1 = 70 мм


3.2. Выходной вал.

3.2.1. Выбор материала вала.

Выберем сталь 45

3.2.2. Приближенно оценим диаметр выходного конца вала при [] = 30 МПа.


По стандартному ряду принимаем dв=36 мм, тогда по таблице 2 из [3] t =2.5 мм, r = 2.5 мм, f=1.2


3.2.3. Определим диаметры участков вала.

Диаметры участков вала рассчитаем в соответствии с рекомендациями пункта 4 таблицы 1 [3].

Диаметры подшипниковых шеек:


dп2 = dв+2t = 36+22.5 = 41 (мм);


Значения dп должны быть кратны 5, поэтому принимаем dп2 = 40 мм


dбп2 = dп2+3.2r = 40+3.22.5 = 45 (мм)


По стандартному ряду принимаем dбп2 = 45 мм

Здесь (по таблице 2 из [3]) t = 2.8 мм, r = 3 мм, f = 1.6

dк > dп , примем dк = 48 мм. Для 48 мм принимаем t = 2.8 мм, r = 3 мм, f = 1.6, тогда


dбк = dк + 3f = 48 + 31.6  52 (мм)


Диаметр ступицы червячного колеса:


dст2 = (1.6…1.8)dбп2 = (1.6…1.8)45 = 72…81 (мм)


Принимаем dст2 = 76 мм.

Длина ступицы червячного колеса:


lст2 = (1.2…1.8)dбп2 = (1.2…1.8)45 = 54…81 (мм)


Принимаем lст2 = 60 мм.


3.3. Подбор подшипников.


3.3.1. Подбор подшипников для червяка.

Для червяка примем предварительно подшипники роликовые конические 7205 легкой серии. Схема установки подшипников – враспор. Из таблицы 19.24 [4] выписываем: d = 25 мм, D = 52 мм, Т = 16.25 мм, e = 0.36. Расстояние между заплечиками вала по компоновочной схеме lT = 200 мм. Тогда расстояние между широкими торцами наружных колец подшипников:


lП = lТ + 2Т = 200 + 216.25 = 232.5 (мм)


Смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника:


Искомое расстояние l3 равно:


l3 = lП – 2а = 232.5 - 212.745  208 (мм)


3.3.2. Подбор подшипников для вала червячного колеса.

Для вала червячного колеса примем подшипники роликовые конические 7208 легкой серии. Схема установки подшипников – враспор. Из таблицы 19.24 [4] выписываем: d = 40 мм, D = 80 мм, Т = 19.25 мм, e = 0.38. Расстояние между заплечиками вала по компоновочной схеме lT = 80 мм. Тогда расстояние между широкими торцами наружных колец подшипников:


lП = lТ + 2Т = 80 + 219.25 = 118.25 (мм)


Смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника:

Искомое расстояние l3 равно:


l6 = lП – 2а = 118.25 - 217.225  84 (мм)


Другие линейные размеры, необходимые для определения реакций, берем по компоновочной схеме: l1 = мм, l2 = 104 мм, d1 = 50 мм, l4 = мм, l5 = мм, d2 = 200 мм.

  1. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЧЕРВЯКА И ЧЕРВЯЧНОГО КОЛЕСА.


4.1. Размеры червяка.

Червяк выполняем за одно целое с валом. Размеры вала и червяка были определены ранее, поэтому только выпишем их для удобного дальнейшего использования:

  • диаметр делительной окружности d1 = 50 мм;

  • диаметр вершин da1 = 60 мм;

  • диаметр впадин df1 = 38 мм;

  • длина нарезанной части червяка b1 = 67 мм;

  • диаметр вала dбп1 = 30 мм.


    1. Расчет конструктивных размеров червячного колеса.

Все расчеты в данном пункте ведем в соответствии с методикой приведенной в [4] §6 главе 4.

Основные геометрические размеры червячного колеса были нами определены ранее. Для удобства дальнейшего использования выпишем их:

  • диаметр делительной окружности d2 = 200 мм;

  • диаметр вершин da2 = 210 мм;

  • диаметр впадин df2 = 188 мм;

  • ширина венца червячного колеса b2 = 45 мм;

  • диаметр отверстия под вал d = 48 мм;

  • диаметр ступицы червячного колеса dст2 = 76 мм;

  • длина ступицы червячного колеса lст2 = 60 мм.


Колесо конструируем отдельно от вала. Изготовим червячное колесо составным (рис.4.1.): центр колеса из серого чугуна, зубчатый венец – из бронзы БрА9ЖЗЛ. Соединим зубчатый венец с центром посадкой с натягом. Так как у нас направление вращения постоянное, то на наружной поверхности центра сделаем буртик. Такая форма центра является традиционной. Однако наличие буртика усложнит изготовление и центра, и венца.

Червячное колесо вращается с небольшой скоростью, поэтому нерабочие поверхности обода, диска, ступицы колеса оставляем необработанными и делаем конусными с большими радиусами закруглений.

Острые кромки на торцах венца притупляем фасками f  0.5m, где m – модуль зацепления.

f = 0.55 = 2.5 (мм)

В зависимости от диаметра отверстия червячного колеса принимаем стандартное значение фасок по таблице 4.1 из [4], то есть f = 1.6 мм

Рассчитаем основные конструктивные элементы колеса:

h  0.15b2 = 0.1545 = 7 (мм);

t = 0.8h = 0.87 = 5.6 (мм);

Sч = 2m = 25 = 10 (мм);

Sо = 1.3Sч = 1.310 = 13 (мм);

C = 1.25So = 1.2513  16 (мм).

5. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА.


5.1. Конструирование корпуса.

Конструкцию корпуса червячного редуктора принимаем по рис.11.15 из [4]. Для червячного редуктора с межосевым расстоянием меньшим 160 мм рекомендуется неразъемный корпус с двумя окнами на боковых стенках, через которые при сборке вводят внутрь корпуса комплект вала с червячным колесом.

Боковые крышки корпуса центрируем по переходной посадке и крепим к корпусу болтами. Диаметры болтов принимаем по формуле:

где Т – вращающий момент на тихоходном валу, Нм.

принимаем М8, число болтов z = 8.

Для удобства сборки диаметр D отверстия окна выполняем на величину 2С = 4 мм больше максимального диаметра колеса dам2 = 210 мм. Чтобы добиться необходимой жесткости, боковые крышки выполняем с высокими центрирующими буртиками (Н). Соединение крышек с корпусом уплотняем резиновыми кольцами круглого сечения.

Толщина стенки корпуса:

принимаем  = 8 мм.

Толщины стенок боковых крышек 1 = 0.9 = 0.98  7 (мм)

Диаметр отверстия под крышку D = dам2 + 2С = 210 + 4 = 214 (мм)

Размеры конструктивных элементов крышек: С = 2 мм, D = 214 мм,


Dк = D + (4…4.4)d = 214 + (4…4.4)8 = 246…250 (мм),


примем Dк равным 248 мм;


Dф = Dк + 4 мм = 248 мм + 4 мм =252 мм;

Н  0.1Dк = 0.1248 = 24.8 (мм).

Примем Н равным 30 мм.

Размер hp = 163 мм.

Диаметр dф болтов для крепления редуктора к плите:


dф = 1.25d = 1.258 = 10 (мм),


Принимаем М10, число болтов – 4.

Диаметр отверстия для болта d0 = 12 мм (по таблице 11.11 из [4]).

Толщина лапы – 15 мм.

Высота ниши h0 = 2.5(dф + ) = 2.5(10 + 8) = 45 (мм)

Глубина ниши – 24 мм.

Ширина опорной поверхности – 32 мм.


5.2. Конструирование стакана и крышек подшипников.

Стакан (рис. 5.1.) и крышки (рис. 5.2.) подшипников изготовим из чугуна марки СЧ15. Примем для всех подшипников привертные крышки, которые будем крепить к корпусу редуктора болтами. Рассчитаем все конструктивные элементы и, для удобства дальнейшего использования, занесем в таблицы 5.1 и 5.2.


Таблица 5.1.

Размеры конструктивных элементов крышек подшипников (мм)


D



d

z

1

2

C

Dф

для правой опоры червяка

52

6

6

4

7

5

8

88

для левой опоры червяка

52

6

8

4

7

5

14

98

для опор вала колеса

80

8

8

4

8

6

8

114


Таблица 5.2.

Размеры конструктивных элементов стакана (мм)

D

Da



1

2

C

Dф

t

болт

d

z

52

66

7

7

7

8

98

2

8

4


  1. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ.


Для валов основным видом разрушения является усталостное, статическое разрушение наблюдается значительно реже. Оно происходит под действием случайных кратковременных перегрузок. Поэтому для валов расчет на сопротивление усталости является основным, а расчет на статическую прочность выполняется как проверочный.


    1. Проверочный расчет входного вала.


      1. Выбор расчетной схемы и определение опорных реакций.

A

A

A

B

B

B

C

C

C

горизонтальная плоскость

вертикальная плоскость


Mz

Нмм

My

Нмм










Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

Проверка: -ZA + Fr1 -ZB = -184.353 + 1052.506 – 868.153 = 0


Опорные реакции в вертикальной плоскости:

Проверка: -YA + Ft1 -YB – FM = -228.984 + 395.259 – 67.46 – 98.815 = 0


      1. Построение эпюр изгибающих моментов.

Изгибающие моменты:


в горизонтальной плоскости

MYA = -ZA104 = -90287.9 (Нмм)

MYB = -ZB104 = -19172.7 (Нмм)


в вертикальной плоскости:


MZA = -YA104 = -23814.336 (Нмм)


MZB = -FM66 = -6521.79 (Нмм)


      1. Назначение опасных сечений.

Основываясь на эпюрах изгибающих и крутящего моментов и эскизе вала, назначаем сечение, для которого будет выполняться расчет. Это опасное сечение в точке С.


      1. Проверка прочности вала в сечении С.

Суммарный изгибающий момент в сечении С: