Технічне завдання на проект (стр. 5 из 7)

К_t_D = 2,04;

Запас міцності на нормальних напруженнях:

n_s = (s_{- 1})/ (К_s_D*s_a + y_ss_m ) = 270/2.55*45.13 Мпа;

s_a = s = М_{31 І} / W₀ = 654.8 *10³ /14510 = 45.13 Мпа; W₀ = 14510 – табл. 5.9 при d = 55 мм.

Запас міцності для нормальних напружень:

t = T/ W_p = 1198.6 *10³ /30800 = 38.92 мПа; W_p = 30800.

Амплітуда і середнє значення номінальних напружень кручення:

t_a = t_m = t /2 = 38.92/2 = 19.46 мПа;

n_t = (t - 1)/ (К_t_D*t_a + y_tt_m ) = 150/ 2.59*19.46 + 0.05*19.46 = 2.92 Мпа.

Загальний запас міцності в перерізі І – І:

n = n_s * n_t / Ö n_s² + n_t² = 2.35 * 2.92/ Ö(2.35)² + (2.92)² = 1.831 > [n] = 1.8

7.6.2. Перевіряємо запас міцності по границі міцності в перерізі ІІ – ІІ

1) визначаємо активні коефіцієнти концентрації напружень:

d_b = 50 мм;

К_s_D = 2.57;

К_t_D = 2.08 - табл. 5.15 [2].

2) n_s = (s_{- 1})/ (К_s_D*s_a + y_Ds_m ) = 270/2.57*0 = 0 Мпа;

t = T/ W_p = 1198.6 *10³ /23050 = 52 мПа;

t_a = t_m = t /2 = 52/2 = 26 мПа;

n_t = (t - 1)/ (К_t_D*t_a + y_tt_m ) = 150/ 2.08*26 + 0.05*26 = 2.71 Мпа;

n = n_t= 2.71 > [n] =1.8.

7.6.3 Запас міцності в перерізі ІІІ – ІІІ.

Концентрація напружень в цьому перерізі зумовлена гальтельним переходом від діаметра d_b = 50 мм d_b = 40 мм; r = 2.5мм.

h/r = 5/2.5 = 2; r/d_b = 2.5/40 = 0.06;

К_s = 1.67;

К_t = 1.46;

Е_s= 0,8;

Е_t= 0,7;

К_s^п = К_t^п = 1,23 - табл. 5.14 [2];

К_s_D = (К_s + К_s^п- 1)/ Е_s = (1.67 + 1.23 – 1)/ 0.8= 2.38;

К_t_D = (К_t + К_t^п- 1)/ Е_t = (1.46 + 1.23 – 1)/ 0.7 = 2.41;

s_a = 0;

n_s = 0;

t = T/ W_p = T/ d_b2³ *0.2 = 1198.6 *10³ /0.2 * 40³ = 93.64 мПа;

t_a = t_m = t /2 = 93,64/2 = 46,82 мПа;

n_t = (t - 1)/ (К_t_D*t_a + y_tt_m ) = 150/ 1.46*46.82 + 0.05*46.82 = 2.12 Мпа;

n = n_t =2.12 > [n] = 1.8, що є допустимим.

8.Розрахунок підшипників.

8.1 Підбір підшипників для вхідного вала. Вал І.

Дано : n = 1455 об/хв – швидкість обертання вала;

d_n = 25 мм – діаметр посадочного місця підшипника.

Радіальні навантаження на підшипники:

F_r2 = Ö R_Ax² + R_Ay² = Ö 858² + 441² = 964.6 H;

F_r1 = Ö R_Bx² + R_By² = Ö 858² + 216²= 884.7 H;

F_A = 564 H – осьова сила;

L_n = t_екв = 17423 годин – час роботи підшипників (потрібна довговічність)

1) Приймаємо конічний радіально – упорний підшипник середньої серії 7305, для якого C_r = 29.6 кH; e = 0.36; Y = 1.66;

2) Осьові складові від радіальних навантажень:

S₁ = 0.83 * e * F_r1 = 0.83 * 0.36 * 884.7 = 264.3 H;

S₂ = 0.83 * 0.36 * 964.6 = 288.2 H;

Так як S₂ > S₁ та F_A > S₂ - S₁, то F_A1 = S₁ = 264.3 H;

F_A2 = F_A1 + F_A = 264.3 + 564 = 828.3 H.

3) Знаходимо відношення:

F_A1 / V F_r1 = 264.3/ 1 * 884.7 = 0.298 < e = 0.36 – тоді Х = 1; Y = 0;

F_A2 / V F_r2 = 828.3 / 1 * 964.6 = 0.85 > e = 0.36 – тоді Х = 0.4; Y = 1.66.

3) Еквівалентне динамічне навантаження при К_б = 1,2 – коефіцієнт безпеки; K_t = 1 – температурний коефіцієнт.

P_{E1 =}(VX F_r1 + Y F_A1) К_бK_t = 884.7 * 1 * 1.2 = 1061.6 H;

P_{E2 =}( 1 * 0.4 * 964.6 + 1.66 * 828.3) * 1.2 * 1 = 2112.9 H.

Для більш навантаженої опори 2, потрібна динамічна вантажепід’ємність:

С_п = P_E2^РÖL_n n * 60 / 106 = 2112.9 ^3.33Ö17423 * 1455 * 60 / 106 = 19.075 H < С_r = 29600H – підшипник придатний до використання.

Базова довговічність :

L₁₀ = (С_r / P_E2)^3.33 = (29600 / 2112.9)^3.33 = 6569.8 млн.об.

L_10n =10⁶ * L₁₀ / 60 * n = 10⁶ * 6569.8 / 60 * 1455 = 75255 годин > L_n = 17423 – заміна підшипника протягом строку експлуатації не потрібна.

8.2 Підбір підшипників для проміжного вала. Вал ІІ.

Дано : n = 361,25об/хв – швидкість обертання вала.

d_n = 25 мм – діаметр посадочного місця підшипника.

Радіальні навантаження на підшипники:

F_r1 = Ö R_Ay+²R_Ax² = Ö189² + 659² = 685,5 H;

F_r2 = Ö R_By² + R_Bx² = Ö 657² + 5410² = 5449.7 H;

F_A = F_A1- F_A₂ = 564 – 331 = 233 H – осьові навантаження.

L_n = t_екв = 17423 годин – час роботи підшипників (потрібна довговічність)

1) Приймаємо конічний радіально – упорний підшипник середньої серії 7305, для якого C_r = 29.6 кH; e = 0.36; Y = 1.66 табл. 24,16[3].

2) Осьові складові від радіальних навантажень:

S₁ = 0.83 * e * F_r1 = 0.83 * 0.36 * 685,5 = 204,8 H;

S₂ = 0.83 * 0.36 * 5449,7 = 1628,3 H;

Так як S₂ > S₁ та F_A < S₂ - S₁, то F_A1 = F_A2 - F_A = 1628.3 – 233 = 1395.3H;

F_A2 = S₂ = 1628.3 H;

3) Знаходимо відношення:

F_A1 / V F_r1 = 13.95.3/ 1 * 685.5 = 2.03 > e = 0.36 – тому приймаємо Х = 0,4; Y = 1,66;

F_A2 / V F_r2 = 1628.3 / 1 * 5449,7 = 0.298 < e = 0.36 – тоді Х = 1; Y = 0.

4) Еквівалентне динамічне навантаження при К_б = 1,2 – коефіцієнт безпеки; K_t = 1 – температурний коефіцієнт.

P_{E1 =}(VX F_r1 + Y F_A1) К_бK_t = (1 * 0.4 * 685.5 + 1.66 * 1395.3) * 1.2 = 3108.4 H;

P_{E2 =}1 * 5449.7 * 1.2 = 6539.6 H.

Для більш навантаженої опори 2, потрібна динамічна вантажепід’ємність:

С_п = P_E2^РÖL_n n * 60 / 106 = 6539.6 ^3.33Ö17423 * 361.25* 60 / 106 = 38855.

Базова довговічність :

L₁₀ = (С_r / P_E2)^3.33 = (29600 / 6539.6)^3.33 = 152.6 млн.об.;

L_10n =10⁶ * L₁₀ / 60 * n = 10⁶ * 152.6 / 60 * 361.25 = 7041.3 годин < L_n = 17423 – заміна підшипника потрібна через половину строку експлуатації.

8.3 Підбір підшипників для проміжного вала. Вал ІІІ.

Дано : n = 114,68 об/хв – швидкість обертання вала.

d_n = 35 мм – діаметр посадочного місця підшипника.

Радіальні навантаження на підшипники:

F_r1 = Ö R_Ax² + R_Ay²= Ö5081,3² + 615,6²=5118,4 H;

F_r2 = Ö R_Bx² + R_By² = Ö6110,5² + 3541,5² = 7062,6H;

F_A = F_A1- F_A₂ = 304,8 – 3257,7 = 2952,9 H.

L_n = t_екв = 17423 годин – час роботи підшипників (потрібна довговічність)

1) Приймаємо конічний радіально – упорний підшипник середньої серії 7307, для якого C_r = 48,1кH; e = 0.32; Y = 1.88.

2) Осьові складові від радіальних навантажень:

S₁ = 0.83 * e * F_r1 = 0.83 * 0.32 * 5118,4 = 1359,4 H;

S₂ = 0.83 * 0.32 * 7062.6 = 1875,8 H;

Так як S₂ > S₁ та F_A > S₂ - S₁, то F_A1 = S₁ = 1359,4 H;

F_A2 = F_A1 + F_A = 1359,4 + 2952,9 = 4312,3 H.

3) Знаходимо відношення:

F_A1 / V F_r1 = 1359,4/ 1 * 5118,4 = 0.26 < e = 0.32 – тоді Х = 1; Y = 0;

F_A2 / V F_r2 = 4312,3 / 1 * 7062,6 = 0,61 > e = 0.32 – тоді Х = 0.4; Y = 1.88.

4)Еквівалентне динамічне навантаження при К_б = 1,2 – коефіцієнт безпеки; K_t = 1 – температурний коефіцієнт.

P_{E1 =}(VX F_r1 + Y F_A1) К_бK_t = 5118,4 * 1 * 1.2 = 6142 H;

P_{E2 =}( 1 * 0.4 * 7062.6 + 1.88 * 4312.3) * 1.2 * 1 = 13118,5 H.

Для більш навантаженої опори 2, потрібна динамічна вантажепід’ємність:

С_п = P_E2^РÖL_n n * 60 / 10⁶= 13118,5^3.33Ö17423 *114,68 * 60 / 10⁶ = 45225.

Базова довговічність підшипника:

L₁₀ = (С_r / P_E2)^3.33 = (48100/ 13118,5)^3.33 = 75,68млн.об.;

L_10n =10⁶ * L₁₀ / 60 * n = 10⁶ * 75,68 / 60 * 114,68 = 10998годин < L_n = 17423 –підшипник придатний до використання без заміни.

8.4 Підбір підшипників для вихідного вала. Вал ІV.

Дано: n = 37.97 об/хв – швидкість обертання вала.

d_n = 50 мм – діаметр посадочного місця підшипника.

Радіальні навантаження на підшипники:

F_r2 = Ö R_Ax² + R_Ay²= Ö3034.8² + 3784²=4850.6 H;

F_r1 = Ö R_Bx² + R_By² = Ö5121.2² + 526.3² = 5148.1H;

F_A = 3686.3 H – осьова сила.

L_n = t_екв = 17423 годин – час роботи підшипників (потрібна довговічність)

1) Приймаємо роликовий конічний радіально – упорний підшипник середньої серії 7310, для якого C_r = 96,6 кH; e = 0.31; Y = 1.94

2) Осьові складові від радіальних навантажень:

S₁ = 0.83 * e * F_r1 = 0.83 * 0.31 * 5148,1 = 1324,6 H;

S₂ = 0.83 * 0.31 * 4850.6 = 1248 H;

Так як S₂ < S₁ та F_A > 0, то F_A1 = S₁ = 1324.6 H;

F_A2 = F_A1 + F_A = 1324.6 + 3686.3 = 5010.9 H;

3) Знаходимо відношення:

F_A1 / V F_r1 = 1324.6/ 1 * 5148,1 = 0.25 < e = 0.31 – тоді Х = 1; Y = 0;

F_A2 / V F_r2 = 5010.9 / 1 * 4850.6 = 1.03 > e = 0.31 – тоді Х = 0.4; Y = 1.94.

4)Еквівалентне динамічне навантаження при К_б = 1,2 – коефіцієнт безпеки; K_t = 1 – температурний коефіцієнт.

P_{E1 =}(VX F_r1 + Y F_A1) К_бK_t = 5148,1 * 1 * 1.2 = 6177.7 H;

P_{E2 =}( 1 * 0.4 * 4850.6 + 1.94 * 5010.9) * 1.2 * 1 = 13993.6 H.

Для більш навантаженої опори 2, потрібна динамічна вантажепід’ємність:

С_п = P_E2^РÖL_n n * 60 / 10⁶= 13993.6^3.33Ö1742.3 *37.97 * 60 / 10⁶ = 21170 H < C_r = 96.6 кН – підшипник придатний до використання.

9. Розрахунок шпоночних з’єднань.

Розміри шпонок в поперечному перерізі встановлюють за стандартом в залежності від діаметра вала і вимог щодо роботоспроможності конструкцій, а їхню довжину визначають конструктивно в залежності від довжини маточини.

Прийняті розміри шпоночних з’єднань перевіряють розрахунком на зріз і зминання:

s_3м = 4Т / d * e_p * h £[s]_3м, мПа.

де Т – крутний момент на валу Н * мм.

d – діаметр вала, мм;

e_p – розрахункова довжина шпонки, мм.

[s]_3м= 140 ¸ 180, мПа – допустиме напруження зминання матеріалу шпонки Ст.6;

t_3р= 2Т / d * e_p * b £[t]_3р, мПа;

де b – ширина шпонки, мм.

[t]_3р= 80 мПа – допустиме напруження на зріз;

9.1 Розрахунок шпоночного з’єднання валу І:

Дано: Т = 35.556 Н * м ; d = 32 мм;

b * h = 8 * 7 мм; e_p = 32 мм; t₁ = 4 мм; t₂ = 3.3 мм

s_3м = 4Т / d * e_p * h = 4 * 35556 / 32 * 32 * 7 = 19.84 мПа < [s]_3м= 160 мПа

t_3р= 2Т / d * e_p * b = 2 * 35556/ 32 * 32 * 8 = 8.68 мПа < [t]_3р= 80 мПа;

e = e_p + b = 32 + 8 = 40 мм;

b * h * e = 8 * 7 * 40 мм.

9.2Розрахунок шпоночного з’єднання валу ІІ:

Дано: Т = 34,327 Н * м ; d = 22 мм;

b * h = 8 * 7 мм; e_p = 32 мм; t₁ = 4 мм; t₂ = 3.3 мм;

s_3м = 4Т / d * e_p * h = 4 * 34327 / 22 * 32 * 7 = 27.86 мПа < [s]_3м= 160 мПа;