Xreferat.com » Рефераты по технологии » Расчет вала АЗОТадувки

Сколько стоит написать твою работу?

Работа уже оценивается. Ответ придет письмом на почту и смс на телефон.

?Для уточнения нюансов.
Мы не рассылаем рекламу и спам.
Нажимая на кнопку, вы даёте согласие на обработку персональных данных и соглашаетесь с политикой конфиденциальности

Спасибо, вам отправлено письмо. Проверьте почту .

Если в течение 5 минут не придет письмо, возможно, допущена ошибка в адресе.
В таком случае, пожалуйста, повторите заявку.

Спасибо, вам отправлено письмо. Проверьте почту .

Если в течение 5 минут не придет письмо, пожалуйста, повторите заявку.
Хотите промокод на скидку 15%?
Успешно!
Отправить на другой номер
?Сообщите промокод во время разговора с менеджером.
Промокод можно применить один раз при первом заказе.
Тип работы промокода - "дипломная работа".

Расчет вала АЗОТадувки

  1. Расчет вала.

Быстроходные валы, вращающиеся в подшипниках скольжения, требуют высокой твердости цапф, поэтому их изготавливают из цементируемых сталей 2 х 13(ГОСТ 5632 –61)с пределом прочности и текучести:


Σв = 65 Мпа


Σт = 45 Мпа


    1. Расчет статической прочности, жесткости и устойчивости вала.


Основными для вала являются постоянные и переменные нагрузки от рабочего колеса.

На статическую прочность вал рассчитываем по наибольшей возможной кратковременной нагрузке, повторяемость которой мала и не может вызывать усталостного разрушения. Так как вал в основном работает в условиях изгиба и кручения, а напряжение от продольных усилий не велики, то эквивалентное напряжение в наружного вала:



Где: σн – наибольшее напряжение при изгибе моментом Ми.



Ĩк – наибольшее напряжение при кручении моментом.



Wк и Wн – соответственно осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала.



Для вала круглого сплошного сечения Wк = 2 Wн, в этом случае:



Где: D – диаметр вала = 5,5 м;


Запас прочности по пределу текучести



Обычно Пт = 1,2 – 1,8.


    1. Расчет на усталостную прочность.


На практике переменная внешняя нагрузка изменятся либо по симметричному, либо по асимметричному циклу.


Наибольшие напряжения будут действовать в точках наружных волокон вала.


;



Амплитуды и средние напряжения циклов нормальных и касательных напряжений будут:




Если амплитуды и средние напряжения возрастают при нагружении пропорционально, то запас прочности определяют из соотношения:



Где: n Σ и n Ī – соответственно запасы прочности по нормальным и касательным напряжениям.



Если известны пределы выносливости реальной детали, то равенство можно переписать в виде.



6.


В равенствах (а) и (б) Σ = 1 и Σ – 1 q – пределы выносливости стандартного образца и детали при симметричном изгибе; Ī –1 и Ī1-q – то же при кручении RΣ и RĪ – эффектные коэффициенты концентрации соответственно нормальных и касательных напряжений.

При отсутствии данных значения RΣ и RĪ можно вычислить из соотношений.


7.


Здесь ąΣ и ąĪ – теоретические коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении.

G – коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений.


Значения эффективных коэффицтентов концентраций напряжений для прессовых соединений валов и дисков в таблице.


ЕΣ и ЕĪ – коэффициенты, учитывающие масштабный эффект при изгибе и кручении.

ΒΣ и βĪ – коэффициенты, учитывающие влияние состояния поверхности.


Φυ и φĪ – коэффициент, характеризующий чувствительность материала к ассиметррии цикла напряжений


В приближенных расчетах принимают φσ = 0,1 –0,2 для углеродистых сталей при σβ < 50 кгс/мм2 ;


Φυ = 0,2 –0,3 для легированных сталей, углеродистых сталей при σβ > 50


кгс/мм2 ;


φĪ = 0,5 φσ – титановые и легкие сплавы.


Принимаем при азотодувке β = 1,175 (1,1 – 1,25)


Для легированных сталей


Φυ = 0,25; σĪ = 0,5 * 0,25 = 0,125


Пределы выносливости при изгибе и кручении


Σ-1 = (0,45 – 0,55) σβ


Ī-1 = (0,5 –0,65) σ-1


σ-1 = 0,5 * 65 = 32,5 (Мпа)


Ī-1 = 0,575 * 32,5 = 18,68 (Мпа)


Во время работы нагнетателя на вал действуют;


  1. крутящийся момент;

  2. изгибающий момент;

  3. осевое усилие.


Составляем уравнение состояния вала:


Σma = Р * а + m – RB *B = 0 ,


Σmв = Ra * B – P (а + В) + m = 0


8.


Нагрузка, действующая на вал: P = 2 Mkp / D, где:


D –диаметр рабочего колеса (М) = 0,06


9.


Где: N – мощность дантера в КВт из газодинамического расчета.


N = 20,33 (КВт);

W – частота вращения ротора (с-1)

W = 126 (с-1)


10.


11.


Проверка:


Σm =0, Σm = - P + Ra – Rb = 0, Σm = - 5366,6 + 9089,1 – 3722,5 = 0


Определяем перерывающие силы и строим их эпюру.


  1. Qec =0

  2. Qуа сл = - Р = - 5366,6 (Н)

  3. Qуа спр = - Р + Ra = - 5366,6 + 9089,1 = 3722,5

  4. Qур = - Р + Ra – RB = - 5366,6 + 9089,1 – 3722,5 = 0


Определяем изгибающие моменты и строим их эпюру (рис.

1).

  1. Мх0 сл = 0.

  2. Мх0 сл = - М = - 161 (Н * м)

  3. Мх1 сл = - Р Х1 – М, где: Х1 изменяется от 0 до 0,018, значит:

При Х0 = 0; Мх1 = - М = - 161 (Н * м)

При Х1 = 0,018; Мх1 = - 5366,6 * 0,018 – 161 = - 257,6

  1. Мх2 сл = - Р Х2 – М, где Х2 изменяется от 0,018 до 0,025

При Х2 = 0,025

Мх2 сл = - 5366,6 * 0,025 – 161 = - 295,17

  1. Мх3 сл = - Р Х3 – М, где Х3 изменяется от 0,025 до 0,045

При Х3 = 0,045

Мх3 сл = - 5366,6 * 0,045 – 161 = - 402,5

  1. Мх4 сл = - Р Х4 – М, где Х4 изменяется от 0,045 до 0,068

При Х3 = 0,068

Мх4 сл = - 5366,6 * 0,068 – 161 = - 525,9

  1. Мх5 сл = - Р Х5 – М, где Х5 изменяется от 0,068 до 0,075

При Х3 = 0,075

Мх5 сл = - 5366,6 * 0,075 – 161 = - 563,5

  1. Мх6 сл = - Р Х6 – М, где Х6 изменяется от 0,075 до 0,09

При Х6 = 0,09

Мх6 сл = - 5366,6 * 0,09 – 161 = - 643,9

  1. Мх6 спр = - R в (Х10 – Х6); при Х6 = 0,09

Мх6 спр = - 3722,5 ( 0,263 – 0,09) = - 643,9

  1. Мх7 спр = - R в (Х10 – Х7); при Х7 = 0,1

Мх7 спр = - 3722,5 ( 0,263 – 0,1) = - 606,8

  1. Мх8 спр = - R в (Х10 – Х8); при Х8 = 0,1 – 0,176

Мх8 спр = - 3722,5 ( 0,263 – 0176) = - 323,9

  1. Мх9 спр = - R в (Х10 – Х9); при Х9 = 0,176 – 0,253

Мх9 спр = - 3722,5 ( 0,263 – 0,253) = - 37,2

  1. Мх10 спр = - R в (Х10 – Х10); при Х10 = 0,253 – 0,263

Мх10 спр = 0