close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Kursovy

код для вставкиСкачать
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) , π
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 .
Документ
Категория
Рефераты
Просмотров
22
Размер файла
24 Кб
Теги
kursova
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа