- •1. Гидравлическая система объекта
- •1.1 Описание работы принципиальной
- •1.1.1 Система подпитки основного контура
- •1.1.2 Основной контур
- •1.1.3 Воздушная система
- •1.1.5 Главный привод вращения
- •1.2 Гидравлический расчет гидропривода
- •1.2.1 Выбор рабочей жидкости
- •1.2.3 Расчет потерь давления в трубопроводах
- •1.2.4 Расчет кпд стенда
- •1.2.5 Определение минимально – необходимой емкости бака
- •2 Специальная часть
- •2.1 Энергетический и кинематический расчет главного привода вращения стенда
- •2.2 Расчет на прочность зубчатой передачи редуктора
- •2.3 Расчет на прочность валов редуктора
- •2.4 Проверочный расчет подшипников качения
- •2.5 Проектировочный расчет насоса с эпициклоидальным зацеплением.
- •2.6 Определение крутящих моментов и усилий, действующих на шестерни
- •2.7 Прочностной расчет подшипников скольжения
- •2.8 Расчет вала на прочность
- •3. Технологическая часть
- •3.2 Анализ технологичности конструкции детали
- •3.3 Расчет припусков на обработку
- •3.4 Расчёт режимов резания
- •Выбор показателей и критериев эффективности
- •4.1 Постановка задачи
- •4.2 Расчет капитальных затрат
- •Где Sз.П/к.Р- затраты на заработную плату конструкторам;
- •Где Nэвм - мощность эвм, используемого для проектирования,
- •Где, Sз.П/к.Р- затраты на заработную плату технологов;
- •4.3 Определение текущих затрат
- •5. Безопасность жизнедеятельности
- •5.1 Анализ вредных и опасных производственных факторов при стендовых испытаниях
- •5.2 Мероприятия по охране труда и методы их контроля
- •5.2.1 Технологические мероприятия
- •5.2.2 Предотвращение травмирования
- •5.2.3 Борьба с шумом и вибрацией
- •5.2.4 Освещение
- •5.2.5 Пожаробезопасность
- •5.2.6 Защита от поражения электрическим током
- •5.2.7 Вентиляция
- •5.3 Расчет вентиляционной установки
- •Список используемых источников
2.6 Определение крутящих моментов и усилий, действующих на шестерни
Для несжимаемой жидкости, при условии постоянства давления в зоне нагнетания Р2 = const, моменты, действующие на зубчатые колеса определяются:
, (2.54)
, (2.55)
где Р2 – давление нагнетания, кгс/см2;
b – ширина зуба, см;
- радиусы ведущей шестерни;
- радиусы ведомого колеса.
;
.
Суммарный момент на приводном валу:
, (2.56)
.
Одновременно с моментами на оси зубчатых колес передаются усилия:
на ось ведущего зубчатого колеса
, (2.57)
на ось ведомого зубчатого колеса
, (2.58)
;
.
Эти усилия передаются на подшипники колес и являются для них основной нагрузкой.
2.7 Прочностной расчет подшипников скольжения
Проверяется наиболее нагруженный подшипник скольжения.
Подшипник воспринимает радиальную силу = 32,83 кгс = 321,73H.
Расчет подшипников скольжения основан на удовлетворении условий:
1) Р < [Р];
2) v [v];
3) Р ≤ [Р].
Окружная скорость на шейке вала, м/с:
, (2.59)
где n - частота вращения вала, об/мин;
d - диаметр вала, мм.
.
Р - средняя удельная нагрузка, действующая на подшипник, МПа:
, (2.60)
где l, d— длина и диаметр подшипника.
.
Первое условие отражает требование к износостойкости подшипника.
Произведение Р служит критерием расчета на ограничение нагрева трущихся поверхностей.
Значения [Р], [] и [P] взяты для бронзы БрС30:
[Р]=10 H/мм2;
[v]=10 м/с;
[Р]=100 Н м/ мм2с.
Данный подшипник скольжения удовлетворяет выше перечисленным требованиям.
Номинальная долговечность в часах:
, (2.61)
.
2.8 Расчет вала на прочность
Вал установлен на двух подшипниках скольжения, на конце вала устанавливается полумуфта. Вал изготовлен из стали 40ХН со следующими характеристиками статической прочности и сопротивления усталости: временное сопротивление в = 920 МПа; предел текучести Т = 750 МПа; предел текучести при кручении Т = 150 МПа; предел выносливости при изгибе -1 = 420 МПа; предел выносливости при кручении -1 = 243,6 МПа.
Расчетная схема входного вала приведена на рисунке 2.2
Определение внутренних силовых факторов:
,
.
а) Определение реакций опор в плоскости
,
,
.
,
Рисунок - Расчетная схема ведущего вала. Эпюры изгибающих и крутящих моментов
,
,
Проверка:
.
б) Определение реакций опор в плоскости
,
,
.
,
,
,
Проверка:
.
в) Эпюра изгибающих моментов относительно оси(пл.)
,
;
, ;
, ,;
, ;
,;
,
г) Эпюра изгибающих моментов относительно оси(пл.)
,;
,;
,;
,;
,
,;
,
д) Суммарный изгибающий момент
В опасном сечении (т. В) суммарный изгибающий момент определяется по формуле:
, (2.62)
.
е) Суммарные радиальные реакции в подшипниковых узлах
, (2.63)
;
,
Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и конструкции узла следует, что опасным является сечение (т. В) – место установки левого по рисунку подшипника на вал: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментами; концентратор напряжений – посадка с натягом подшипника скольжения на вал.
ж) Определение общего коэффициента запаса прочности в опасном сечении
Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равняется расчетным напряжениям изгиба:
, (2.64)
где - осевой момент сопротивления опасного сечения вала, м3.
, (2.65)
- диаметр опасного сечения вала,.
,
.
Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда равна половине расчетных напряжений кручения:
, (2.66)
где - крутящий момент,.
- полярный момент инерции опасного сечения вала, м3:
, (2.67)
,
.
Определяем коэффициенты концентрации нормальных и касательных для расчетного сечения вала:
, (2.68)
, (2.69)
где и- коэффициенты концентрации напряжений. Они зависят от размеров сечения и механических характеристик материала;
- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения вала;
- коэффициент влияния шероховатости поверхности;
- коэффициент влияния поверхностного упрочнения;
,
.
Определение предела выносливости в расчетном сечении:
, (2.70)
, (2.71)
где ,- пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения. Материал вала: Сталь 40ХН,,,;
;
.
Определение коэффициентов запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
, (2.72)
, (2.73)
,
.
Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
, (2.74)
. .
Вывод: сопротивление усталости вала обеспечено.