2. Вибір електродвигуна І кінематичний розрахунок приводу




Скачати 109.62 Kb.
Назва2. Вибір електродвигуна І кінематичний розрахунок приводу
Дата конвертації03.02.2014
Розмір109.62 Kb.
ТипДокументы
uchni.com.ua > Інформатика > Документы
Зміст курсового проекту

1 . введення

2 . Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу

2.1 Визначення потужності і частоти обертання двигуна

2.2 Визначення передаточного числа приводу і його ступенів

2.3 Визначення силових і кінематичних параметрів приводу

3 . Розрахунок черв'ячної передачі

3.1 Вибір матеріалу черв'ячного колеса

3.2 Визначення допускаються контактних і згинальних напружень

3.3 Проектний розрахунок черв'ячної передачі

3.4 Перевірочний розрахунок черв'ячної передачі

3.5 Розрахунок черв'ячної передачі на нагрів

4 . Попередній розрахунок валів і вибір підшипників

5 . Конструювання корпусу та кришки редуктора

6 . Перевірочний розрахунок шпонок

6.1 Швидкохідний вал

6.2 Тихохідний вал

7 . Перевірочний розрахунок швидкохідного валу ;

8 . Підбір підшипників кочення швидкохідного валу ;

9 . Підбір та розрахунок муфти;

10 . Вибір мастильних матеріалів;

11 . Список використаної літератури .

1 . введення

У даному курсовому проекті спроектований одноступінчатий черв'ячний редуктор приводу міжповерхового підйомника .

Редуктором називають механізм, що складається з зубчастих або черв'ячних передач , виконаний у вигляді окремого агрегату і службовець для передачі обертання від валу двигуна до валу робочої машини. Кінематична схема приводу може включати, крім редуктора , відкриті зубчасті передачі , ланцюгові або ремінні передачі .

Призначення редуктора - зменшення частоти обертання і відповідно підвищення обертаючого моменту веденого вала в порівнянні з ведучим. Редуктор складається з корпусу , в якому поміщають елементи передачі - зубчасті колеса , вали , підшипники і т.д. Редуктор проектують або для приводу певної машини, або за заданою навантаженні ( моменту на вихідному валу ) і передавальному числу без вказівкою конкретного призначення . Редуктор класифікують за такими основними ознаками : типом передачі (зубчасті , черв'ячні або зубчасто - черв'ячні ) ; числу ступенів ( одноступінчаті , двоступінчасті і т.д.); типом зубчастих коліс ( циліндричні , конічні , конічної- циліндричні і т.д.); відносного розташуванню валів в просторі ( горизонтально , вертикально) ; особливостям кінематичної схеми (розгорнута , соостная і т.д.).

Як горизонтальні , так і вертикальні редуктори можуть мати колеса з прямими , косими або шевронними зубами . Корпуси частіше виконують литими чавунними , рідше - зварними сталевими .

При серійному виробництві доцільно застосовувати литі корпусу. Вали монтують на підшипниках кочення і ковзання. Останні зазвичай застосовують у важких редукторах .

Максимальний передавальне число одноступінчатого черв'ячного редуктора за ГОСТ 2185-66 umax = 80. Висота одноступінчатого редуктора з таким або близьким до нього передавальним числом більше , ніж двоступеневого з тим же значенням u . Тому практично редуктори з передавальними числами , близькими до максимальних , застосовують рідко , обмежуючись u ≤ 63.

Вибір горизонтальної або вертикальної схеми для редуктора всіх типів обумовлений зручністю загального компонування приводу ( відносним розташуванням двигуна і робочого валу приводиться в рух машини і т.д.).

У одноступінчастому черв'ячному редукторі використовується черв'ячна передача , що складається з черв'яка і черв'ячного колеса. Черв'ячне колесо встановлюється на тихохідному валу , а вал - черв'як є швидкохідним валом. В якості опор валів використовуються як правило , підшипники кочення . Установка передачі в окремому корпусі гарантує точність складання , кращу мастило , більш високий ККД , менший знос , а так само захист від попадання в неї пилу і бруду.

Збірку редуктора роблять у наступному порядку:

Перед складанням внутрішню порожнину корпусу ретельно очищають і покривають маслостійкої фарбою. Збірку редуктора виконується у відповідності зі складальним кресленням (або кресленням загального вигляду ) .

Починають збірку з того , що на швидкохідний вал одягають маслоотражательних кільця і підшипники кочення , попередньо нагрівання їх в олії до 80 ... 100С .

Зібраний швидкохідний вал- черв'як укладають в основі корпусу . На початку збірки тихохідного валу закладають шпонку і напресовують колесо до упору в бурт вала . Потім надягають розпірну втулку і встановлюють підшипники кочення . Вал укладають в основу корпуса і надівають кришку редуктора , для центрування її встановлюють за допомогою двох конічних штифтів і затягують болти . Спряжувані поверхні корпусу і кришки редуктора попередньо змазують спиртовим лаком.

Далі в наскрізні кришки підшипників вставляють манжети. Глухі та наскрізні прівертние кришки підшипників разом з набором прокладок встановлюють на торцях корпусу за допомогою болтів .

Перед початком роботи в редуктор заливають масло вище рівня норми на 5 ... 15 мм.

Перед експлуатацією редуктор повинен бути обкатаний за умовами заводу-виробника .

Розбирання редуктора роблять так само , як і збірку , але у зворотній оследовательності .

2 . Вибір двигуна і кінематичний розрахунок приводу

 

2.1 Визначення потужності і частоти обертання двигуна

Визначаємо необхідну потужність робочої машини :

Ррм = Fv ,

де F - тягове зусилля ланцюга , кН;

v - лінійна швидкість вантажного ланцюга , м / с.

Ррм = 4 × 0,5 = 2,0 кВт .

Визначимо загальний ККД приводу

h = hзпhопhмh2пкhпс ,

де hзп - ККД закритою передачі; hоп - ККД відкритої передачі ; hм - ККД муфти; hпк - ККД однієї пари підшипників кочення ; hпс - ККД однієї пари підшипників ковзання ( на приводному валу робочої машини).

h = 0,8 × 0,92 × 0,98 × 0,992 × 0,985 = 0,696 .

Визначаємо необхідну потужність двигуна:

Рдв.треб = Ррм / h = 2,0 / 0,696 = 2,87 кВт .

За [1 , таблиця К9 ] вибираємо двигун 4АМ100S4У3 з номінальною потужністю Рном = 3кВт і номінальною частотою обертання nном = 1435 об / хв .

2.2 Визначення передаточного числа приводу і його ступенів

Визначимо частоту обертання приводного валу робочої машини :

nрм = 60 × 1000v / (D) ,

де v - лінійна швидкість вантажного ланцюга , м / с;

D - діаметр зірочки , мм.

nрм = 60 × 1000 × 0,5 / ( 330 × 3,14 ) = 29,0 об / хв .

Визначаємо передавальне число приводу :

u = nном / nрм = 1435/ 29,0 = 49,56 .

Визначимо передавальне число відкритої передачі , приймаючи передавальне число редуктора uзп = 20 :

Uоп = u / uзп = 49,56 / 20 = 2,48 .

2.3 Визначення силових і кінематичних параметрів приводу

Відповідно до заданої послідовністю з'єднання елементів приводу за кінематичною зміні використовуємо наступні формули для обчислення потужності , частоти обертання , кутової швидкості та обертаючих моментів на валах приводу :

Вал двигуна:

nдв = nном = 1435 об / хв;

wдв = pnдв/30 = 3,14 × 1435/ 30 = 150,2 рад / с;

Pдв = 2,87 кВт;

Тдв = Рдв / wдв = 2,87 × 1000/ 150 , 2 = 19,1 Н × м.

Швидкохідний вал :

n1 = nдв = 1435 об / хв;

w1 = wдв = 150,2 рад / с;

Р1 = Рдвhмhпк = 2,87 × 0,98 × 0,99 = 2,79 кВт;

Т1 = Тдвhмhпк = 19,1 × 0,98 × 0,99 = 18,6 Н/м.

Тихохідний вал :

n2 = n1/uзп = 1435/ 20 = 71,75 об / хв;

w2 = w1/uзп = 150,2 / 20 = 7,51 рад / с;

Р2 = Р1hзпhпк = 2,79 × 0,8 × 0,99 = 2,21 кВт;

Т2 = Т1uзпhзпhпк = 18,6 × 20 × 0,8 × 0,99 = 294 Н × м.

Вал приводний робочої машини :

nрм = n2/uоп = 71,75 / 2,48 = 28,95 об / хв;

wрм = w2/uоп = 7,51 / 2,48 = 3,03 рад / с;

Ррм = Р2hопhпс = 2,21 × 0,92 × 0,985 = 2,0 кВт;

ТРМ = Т2uопhопhпс = 294 × 2,48 × 0,92 × 0,985 = 660 Н × м.

Таблиця 1 - Силові та кінематичні параметри приводу

3 . Розрахунок черв'ячної передачі

 

3.1 Вибір матеріалу черв'ячного колеса

Визначимо швидкість ковзання:

4,3 × 7,51 × 20 × ( 294 ) 1/3/1000 = 4,29 м / с.

За [1 , таблиця 3.5 ] вибираємо з групи I матеріал БрО10Ф1 , отриманий способом лиття в кокіль , sв = 275 Н/мм2 , sт = 200 Н/мм2.

3.2 Визначення допускаються контактних і згинальних напружень

Допустимі напруги для черв'ячного колеса визначаємо за формулами з [1 , таблиця 3.6 ] .

Напрацювання за весь термін служби:

N = 573w2Lh = 573 × 7,51 × 20000 = 86064600 .

Коефіцієнт довговічності при розрахунку на контактну міцність :

KHL = (107 / N ) 1 /8 = (107/ 86064600 ) 1 /8 = 0,76 .

Визначаємо допустимі контактні напруги:

[ s ] Н = 0,9 KHLCvsв = 0,9 × 0,76 × 1 × 275 = 189,1 Н/мм2 ,

де Cv - коефіцієнт , що враховує знос матеріалу [1 , С.55 ] .

Так як черв'як розташовується в масляній ванні, то отримане значення допустимого напруги не зраджуємо , тобто [ s ] Н = 189,1 Н/мм2.

Коефіцієнт довговічності при розрахунку на контактну міцність :

KFL = (106 / N ) 1 /9 = (106/ 86064600 ) 1 /9 = 0,61 .

Визначаємо допустимі напруження згину :

[ s ] F = ( 0,08 sв + 0,25 sт ) KFL = ( 0,08 × 275 + 0,25 × 200 ) × 0,61 = 43,9 Н/мм2.

3.3 Проектний розрахунок черв'ячної передачі

 

Визначаємо міжосьова відстань:

aw = 61 ( Т2 × 103 / [ s ] 2Н ) 1/3 = 61 × ( 294 × 103/ 189 , 12) 1 /3 = 123,11 мм.

Отримане значення округляємо до найближчого більшого стандартного значення міжосьової відстані для черв'ячної передачі aw = 125 мм.

Число витків черв'яка z1 = 2. Кількість зубів колеса z2 = z1u = 2 × 20 = 40 . Округляємо до цілого числа z2 = 40 .

Визначимо модуль зачеплення

m = ( 1,5 ... 1,7 ) aw/z2 = ( 1,5 ... 1,7 ) × 125/ 40 = 4,69 ... 5,31 мм ,

округляємо в більшу сторону до стандартного значення m = 5 мм.

Визначаємо коефіцієнт діаметра черв'яка:

q = ( 0,212 ... 0,25 ) z2 = ( 0,212 ... 0,25 ) × 40 = 8,48 ... 10,00 ;

округляємо в більшу сторону до стандартного значення q = 10 .

Коефіцієнт зміщення інструменту

х = ( aw / m ) - 0,5 ( q + z2 ) = 0,00 .

Визначимо фактичне передавальне число і перевіримо його відхилення від заданого :

uф = z2/z1 = 40 /2 = 20,00 ;

( | 20,00 - 20 | / 20) × 100 % = 0,00 < 4%.

Визначимо фактичне значення міжосьової відстані

aw = 0,5 m ( q + z2 + 2x) = 0,5 × 5 × (10 + 40 + 2 × 0,00) = 125,00 мм.

Обчислюємо основні геометричні розміри черв'яка:

ділильний діаметр

d1 = qm = 10 × 5 = 50,0 мм;

початковий діаметр

dw1 = m ( q + 2x) = 5 × (10 + 2 × 0,00) = 50,0 мм;

діаметр вершин витків

da1 = d1 + 2m = 50,0 + 2 × 5 = 60,0 мм;

діаметр западин витків

 

df1 = d1 - 2,4 m = 50,0 - 2,4 × 5 = 38,0 мм;

ділильний кут підйому лінії витків

g = arctg ( z1 / q ) = arctg ( 2/ 10) = 11,31 °;

довжина нарізаємої частини черв'яка

b1 = (10 + 5,5 | x | + z1 ) m + C = (10 + 5,5 | 0,00 | + 2) × 5 + 0 = 60,0 мм ,

округляємо до значення з ряду нормальних розмірів b1 = 60 мм.

Основні геометричні розміри вінця черв'ячного колеса:

ділильний діаметр

d2 = dw2 = mz2 = 5 × 40 = 200,0 мм;

діаметр вершин зубів

 

da2 = d2 + 2m (1 + x ) = 200,0 + 2 × 5 × (1 + 0,00) = 210,0 мм;

найбільший діаметр колеса

daм2 ≤ da2 + 6m / ( z1 + 2) = 210,0 + 6 × 5 / (2 + 2) = 217,5 мм;

діаметр западин зубів

df2 = d2 - 2m ( 1,2 - x ) = 200,0 - 2 × 5 × ( 1,2 - 0,00) = 188,0 мм;

ширина вінця

 

b2 = 0,355 aw = 0,355 × 125,00 = 44,4 мм ,

округляємо до значення з ряду нормальних розмірів b2 = 45 мм;

умовний кут обхвату черв'яка вінцем колеса

2d = 2 × arcsin ( b2 / ( da1 - 0,5 m )) = 2 × arcsin (45 / ( 60,0 - 0,5 × 5 )) = 103 °.

Визначимо сили в зачепленні

окружна сила на колесі , рівна осьової силі на черв'яка

Ft2 = Fa1 = 2000T2/d2 = 2000 × 294/ 200 , 0 = 2940 Н;

окружна сила на черв'яка , рівна осьової силі на колесі

Ft1 = Fa2 = 2000T2 / ( uфd1 ) = 2000 × 294 / ( 20,00 × 50,0 ) = 588 Н;

радіальна сила , розсовує черв'як і колесо

Fr = Ft2tg20 ° = 2940 × 0,364 = 1070 Н.

3.4 Перевірочний розрахунок черв'ячної передачі

 

Фактична швидкість ковзання

vS = uфw2d1 / ( 2cosg × 103 ) = 20,00 × 7,51 × 50,0 / ( 2 × cos11 , 31 ° × 103 ) = 3,83 м / с.

Визначимо коефіцієнт корисної дії передачі

h = tgg / tg ( g + j ) ​​= tg11 , 31 ° / tg ( 11,31 + 2) ° = 0,85 ,

де j - кут тертя , що залежить від фактичної швидкості ковзання , град [1 , таблиця 4.9 ] .

Перевіримо контактні напруги зубів колеса

де K - коефіцієнт навантаження ;

[ s ] Н - допустиме контактне напруження зубів колеса , уточнене за фактичною швидкості ковзання , Н/мм2 [1 , таблиця 3.6 ]

sH = 340 × ( 2940 × 1 / (50,0 × 200,0) ) 1/2 = 184,4 ≤ 198,6 Н/мм2.

Отримане значення контактного напруги менше допустимого на 7,2 % , умова виконана . Перевіримо напруги вигину зубів колеса

sF = 0,7 YF2Ft2K / ( b2m ) ≤ [ s ] F ,

де YF2 - коефіцієнт форми зуба колеса , що визначається за [1 , таблиця 4.10 ] в залежності від еквівалентного числа зубів колеса:

zv2 = z2/cos3g = 40/cos311 , 31 ° = 42 ,

тоді напруги вигину дорівнюють

sF = 0,7 × 1,53 × 2940 × 1 / ( 45 × 5 ) = 14,0 ≤ 43,9 Н/мм2 ,

умова виконана .

3.5 Розрахунок черв'ячної передачі на нагрів

Визначаємо площу поверхні охолодження корпусу редуктора:

А » 12,0 aw1 , 7 = 12,0 × 0,1251,7 = 0,35 м2 ,

Де aw - міжосьова відстань черв'ячної передачі , м.

Температура нагрівання масла в масляній ванні редуктора:

де h - ККД черв'ячної передачі;

P1 - потужність на черв'яка , кВт;

KT - коефіцієнт тепловіддачі , Вт / (м2 × ° С);

y - коефіцієнт , що враховує відвід тепла від корпусу редуктора в металеву раму ;

t0 = 20 ° С - температура навколишнього повітря ;

[ t ] раб = 95 ° С - максимально допустима температура нагрівання масла в масляній ванні редуктора , ° С.

tраб = 1000 × ( 1 - 0,85 ) × 2,79 / ( 17 × 0,35 × (1 + 0,3 )) = 75,8 ° С.

4 . Попередній розрахунок валів і вибір підшипників

Швидкохідний вал ( вал- черв'як ) :

d1 = (0,8 ... 1,2 ) × dдв = (0,8 ... 1,2 ) × 28 = 22,4 ... 33,6 мм ,

де dдв - діаметр вихідного кінця вала ротора двигуна , мм.

З отриманого інтервалу приймаємо стандартне значення d1 = 25 мм. Довжина щаблі під напівмуфту :

l1 = (1,0 ... 1,5 ) d1 = (1,0 ... 1,5 ) × 25 = 25 ... 37,5 мм ,

приймаємо l1 = 40 мм.

Розміри інших ступенів:

d2 = d1 + 2t = 25 + 2 × 2,2 = 29,4 мм , приймаємо d2 = 30 мм;

l2 » 1,5 d2 = 1,5 × 30 = 45 мм , приймаємо l2 = 45 мм;

d3 = d2 + 3,2 r = 30 + 3,2 × 2 = 36,4 мм , приймаємо d3 = 37 мм;

d4 = d2 .

Тихохідний вал ( вал колеса) :

( 294 × 103 / ( 0,2 × 35 )) 1 /3 = 34,76 мм , приймаємо d1 = 35 мм;

l1 = (0,8 ... 1,5 ) d1 = (0,8 ... 1,5 ) × 35 = 28 ... 52,5 мм , приймаємо l1 = 50 мм;

d2 = d1 + 2t = 35 + 2 × 2,5 = 40 мм , приймаємо d2 = 40 мм;

l2 » 1,25 d2 = 1,25 × 40 = 50 мм , приймаємо l2 = 50 мм;

d3 = d2 + 3,2 r = 40 + 3,2 × 2,5 = 48 мм , приймаємо d3 = 48 мм;

d4 = d2 ;

d5 = d3 + 3f = 48 + 3 × 1,2 = 51,6 мм , приймаємо d5 = 53 мм;

Попередньо призначаємо роликові конічні однорядні підшипники легкої серії :

для швидкохідного валу: 7206A ;

для тихохідного : 7208A .

5 . Конструювання корпусу редуктора

 

Визначимо товщину стінки корпусу

d = 1,2 Т1 / 4 = 1,2 ∙ ( 294 ) 1/ 4 = 4,97 ³ 6 мм ,

де Т = 294 Н ∙ м - крутний момент на тихохідному валу .

Приймаються d = 6 мм.

Зазор між внутрішніми стінками корпусу і деталями

а = (L) 1/ 3 + 3 = 2641 /3 + 3 = 9 мм.

Відстань між дном корпусу і поверхнею колеса b0 » 4a = 36 мм.

Діаметри припливів для підшипникових гнізд :

вал 1:

для прівертной кришки D П = dФ + 6 = 87 + 6 = 93 мм .

вал 2:

для заставної кришки D' П = 1,25 D + 10 = 1,25 ∙ 80 + 10 = 110 мм ,

де D - діаметр отвору під підшипник , dФ - діаметр фланця кришки підшипника.

Діаметри гвинтів прівертних кришок підшипника: d1 = 6 мм;

Число гвинтів : z1 = 4.

Діаметр гвинтів кріплення кришки до корпусу знаходимо за формулою

d = 1,25 (Т) 1 /3 = 1,25 ∙ ( 294 ) 1 /3 = 8,31 ≥ 10 мм ,

де Т - момент на тихохідному валу редуктора . Приймаються d = 10 мм.

Розміри конструктивних елементів кріплення кришки редуктора до корпуса ( для болтів ) :

ширина фланця кришки корпусу K = 2,35 d = 23,5 мм ,

відстань від торця фланця до центру болта С = 1,1 d = 11,0 мм.

діаметр канавки під шайбочку D » 2d = 20 мм.

висота припливу в корпусі h = 2,5 d = 25 мм.

Для гвинтів : K1 = 2,1 d = 21,0 мм , С1 = 1,05 d = 10,5 мм.

Висоту припливу в кришці під стягає болт ( гвинт) визначаємо графічно , виходячи з умови розміщення головки болта (гвинта ) на плоскій опорної поверхні поза кільцевого припливу під підшипник більшого діаметра. Діаметр штифта dшт = 0,75 d = 8 мм.

Діаметр гвинта кріплення редуктора до рами dф = 1,25 d = 14 мм , кількість гвинтів z = 4. Висота ніші h0 = 2,5 ( dф + d ) = 50 мм , довжина опорної поверхні в місці кріплення редуктора до рами l = 2,4 dф + d = 40 мм , висота припливу під гвинт h = 1,5 dф = 21 мм , відстань від бічної поверхні корпусу до центру гвинта з = 1,1 dф = 15 мм.

Розміри вушка у вигляді ребра з отвором : товщина ребра s = 2,5 d = 15 мм , діаметр отвору d = 3d = 18 мм , радіус вушка R = d . Розміри вушка , виконаної у вигляді наскрізного отвору в кришці: перетин ( b ' b ​​) отвори b = 3d = 18 мм , радіус дуги з вершини кришки для визначення кордону отвори а = 1,7 d = 10 мм.

6 . Перевірочний розрахунок шпонок

 

6.1 Швидкохідний вал

 

Шпонка під напівмуфту призматична з округленими краями по ГОСТ 23360-78 : перетин 8'7 , довжина 32 мм , діаметр валу d = 25 мм.

Визначаємо напругу зминання

,

де T - передається момент , Н ∙ м;

d - діаметр валу , мм;

lp - робоча довжина шпонки , мм;

h - висота шпонки , мм;

t1 - глибина паза , мм.

sсм = 2 ∙ 103 ∙ 19 / ( 25 ∙ 24 ∙ (7 - 4)) = 21 МПа.

Отримане значення не перевищує допустимого [ s ] см = 100 МПа.

6.2 Тихохідний вал

Шпонка під черв'ячне колесо призматична з округленими краями по ГОСТ 23360-78 : перетин 14'9 , довжина 56 мм , діаметр валу d = 48 мм.

Визначаємо напругу зминання

= 2 ∙ 103 ∙ 294 / ( 48 ∙ 42 ∙ (9 - 5,5) ) = 83 МПа.

Отримане значення не перевищує допустимого [ s ] см = 100 МПа.

Шпонка під зірочку призматична з округленими краями по ГОСТ 23360-78 : перетин 10'8 , довжина 40 мм , діаметр валу d = 35 мм.

Визначаємо напругу зминання

= 2 ∙ 103 ∙ 294 / ( 35 ∙ 30 ∙ (8 - 5 )) = 97 МПа.

Отримане значення не перевищує допустимого [ s ] см = 100 МПа.

7 . Перевірочний розрахунок швидкохідного валу

Сили, що діють на вал : FtС = 588 Н; FrС = 1070 Н; FaС = 2940 Н; Fм = 50 ∙ Т1 / 2 = 50 ∙ 191 /2 = 218 Н - консольна сила муфти.

Невідомі реакції в підшипниках знайдемо , вирішуючи рівняння моментів щодо опор:

SМВ ( x ) = 0;

SМВ ( x ) = FaC ∙ dC / 2 - FrC ∙ lBC + RDy ∙ ( lBC + lCD ) = 0;

RDy = ( - FaC ∙ dC / 2 + FrC ∙ lBC ) / ( lBC + lCD ) = ( - 2940 ∙ 0,050 / 2 + 1070 ∙ 0,133 ) / ( 0,133 + 0,133 ) = 259 Н.

SМВ ( y ) = 0;

SМВ ( y ) = - Fм ∙ lAB - FtC ∙ lBC + RDx ∙ ( lBC + lCD ) = 0;

RDx = ( Fм ∙ lAB + FtC ∙ lBC ) / ( lBC + lCD ) = ( 218 ∙ 0,072 + 588 ∙ 0,133 ) / ( 0,133 + 0,133 ) = 353 Н.

SМD ( x ) = 0;

SМD ( x ) = - RВy ∙ ( lBC + lCD ) + FaC ∙ dC / 2 + FrС ∙ lCD = 0 ;

RВy = ( FaC ∙ dC / 2 + FrС ∙ lCD ) / ( lBC + lCD ) = ( 2940 ∙ 0,050 / 2 + 1070 ∙ 0,133 ) / ( 0,133 + 0,133 ) = 811 Н.

SМD ( y ) = 0;

SМD ( y ) = - Fм ∙ ( lАВ + lBC + lCD ) - Rвx ∙ ( lBC + lCD ) + FtC ∙ lCD = 0 ;

Rвx = ( - Fм ∙ ( lАВ + lBC + lCD ) + FtC ∙ lCD ) / ( lBC + lCD ) = ( - 218 ∙ ( 0,072 + 0,133 + 0,133 ) + 588 ∙ 0,133 ) / ( 0,133 + 0,133 ) = 17 Н .

Побудова епюр :

 

Ділянка АВ : 0 ≤ z ​​≤ 0,072 ;

Mx ( z ) = 0; Mx (0) = 0 Н ∙ м; Mx ( 0,072 ) = 0 Н ∙ м.

My ( z ) = Fоп ∙ z ; My (0) = 0 Н ∙ м; My ( 0,072 ) = 218 ∙ 0,072 = -16 Н ∙ м.

T = -19 Н ∙ м на всій ділянці .

MS (0) = ( М2Х + М2у ) 1/2.

MS (0) = 0 Н ∙ м; MS ( 0,072 ) = (02 + -162 ) 1/2 = 16 Н ∙ м.

Ділянка ВС: 0 ≤ z ​​≤ 0,133 ;

Mx ( z ) = - RВy ∙ z ; Mx (0) = 0 Н ∙ м; Mx ( 0,133 ) = - 811 ∙ 0,133 = -108 Н ∙ м.

My ( z ) = Fоп ∙ ( lAB + z ) - Rвх ∙ z ;

My (0) = 218 ∙ 0,072 = -16 Н ∙ м;

My ( 0,133 ) = 218 ∙ ( 0,072 + 0,133 ) - 17 ∙ 0,133 = -47 Н ∙ м.

T = -19 Н ∙ м на всій ділянці .

MS (0) = (02 + -162 ) 1/2 = 16 Н ∙ м; MS ( 0,133 ) = ( -1082 + -472 ) 1/2 = 118 Н ∙ м.

Ділянка CD: 0 ≤ z ​​≤ 0,133 ;

Mx ( z ) = - RВy ∙ ( lBC + z ) + FaC ∙ dC / 2 + FrС ∙ z ;

Mx (0) = - 811 ∙ 0,133 + 2940 ∙ 0,050 / 2 = -34 Н ∙ м;

Mx ( 0,133 ) = - 811 ∙ ( 0,133 + 0,133 ) + 2940 ∙ 0,050 / 2 + 1070 ∙ 0,133 = 0 Н ∙ м.

My ( z ) = Fоп ∙ ( lAB + lBC + z ) - RBх ∙ ( lBC + z ) + FtC ∙ z ;

My (0) = 218 ∙ ( 0,072 + 0,133 ) - 17 ∙ 0,133 = -47 Н ∙ м;

My ( 0,133 ) = 218 ∙ ( 0,072 + 0,133 + 0,133 ) - 17 ∙ ( 0,133 + 0,133 ) + 588 ∙ 0,133 = 0 Н ∙ м.

T = 0 Н ∙ м на всій ділянці .

MS (0) = ( -342 + -472 ) 1/2 = 58 Н ∙ м; MS ( 0,133 ) = 0 Н ∙ м.

Перевіримо розтин В на запас міцності. Концентратор напружень - перехід з жолобник. Коефіцієнт запасу міцності :

де Ss - коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженням ;

St - коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням .

де s -1 - межа витривалості сталі при симетричному циклі вигину , МПа;

ks - ефективний коефіцієнт концентрації нормальних напружень ;

es - масштабний фактор для нормальних напружень ;

b - коефіцієнт , що враховує вплив шорсткості поверхні ;

sa - амплітуда циклу нормальних напруг рівна сумарному напрузі вигину Sи в перерізі ;

ys - коефіцієнт, що залежить від марки сталі;

sm - середня напруга циклу нормальних напруг.

sa = Sи = 103М / W ,

де М - сумарний згинальний момент в перерізі, Н ∙ м;

W - момент опору перерізу при згині , мм 3 .

W = pd3/32 = 3,14 ∙ 303/ 32 = 2649 мм 3,

sa = Sи = 103 ∙ 16/ 2649 = 5,92 МПа ,

sm = 4Fa / ( pd2 ) = 4 ∙ 2940 / ( 3,14 ∙ 302 ) = 4161 МПа.

Ss = 410 / (1,9 ∙ 5,92 / ( 0,73 ∙ 0,94 ) + 0,27 ∙ 4161 ) = 2,36 .

8 .

 

9 .

 

.

 

.

10 .

11 . Список використаної літератури

1 . - М.: Вища.

2 . 5- е вид.

3 .

4 .

5 .

Схожі:

2. Вибір електродвигуна І кінематичний розрахунок приводу icon1 Визначення параметрів приводу
По необхідній потужності І частоті обертання приймаємо електродвигун 4А160S4У3 ( [1], с. 73, табл. Д6 ). Технічні характеристики...
2. Вибір електродвигуна І кінематичний розрахунок приводу icon3 3 Розрахунок раціональних швидкостей руху робітничих середовищ в теплообмінних апаратах
Розрахунок конвективного пучка№2 Аналіз та вибір теплообмінного апарату
2. Вибір електродвигуна І кінематичний розрахунок приводу iconРеферат
Розрахунок та вибір каната
2. Вибір електродвигуна І кінематичний розрахунок приводу iconШахтарська загальноосвітня школа І-ІІ ступенів №8
Він має значення як для самої людини, так І для суспільства. Вибір професії це по суті вибір життєвого шляху, вибір долі. Від вибору...
2. Вибір електродвигуна І кінематичний розрахунок приводу iconЩо таке покликання?
Як ти думаєш, вибір професії це особиста справа чи громадська? Чи повинен хто-небудь втручатися у твій вибір?
2. Вибір електродвигуна І кінематичний розрахунок приводу iconОснови математичного моделювання в матеріалознавстві
Частина Розрахунок статистичних оцінок Таблиця Розрахунок статистичних оцiнок
2. Вибір електродвигуна І кінематичний розрахунок приводу iconМій життєвий вибір
Вже через рік вам доведеться зробити свій перший життєвий вибір. Вам доведеться приймати рішення куди йти далі навчатись, або працювати....
2. Вибір електродвигуна І кінематичний розрахунок приводу iconВсіх юридичних І фізичних осіб
Тобто суб’єкти господарської діяльності – фізичні особи – подають розрахунок до органу дпс за своєю податковою адресою. Уточнюючий...
2. Вибір електродвигуна І кінематичний розрахунок приводу icon3 Вибір та обгрунтування методів очищення води від вказаних домішок
З врахуванням фізико-хімічних властивостей домішок, а також кінетики та динаміки їх фазових перетворень, можна здійснювати вибір...
2. Вибір електродвигуна І кінематичний розрахунок приводу iconКонцепція обдарованості у Запорізькому технічному ліцеї «Вибір»
Навчання здібних та обдарованих дітей у Запорізькому технічному ліцеї «Вибір» відбувається на основі принципів особистісно зорієнтованого...
Додайте кнопку на своєму сайті:
Школьные материалы


База даних захищена авторським правом © 2014
звернутися до адміністрації
uchni.com.ua
Головна сторінка