601

Расчетная часть-Расчет электроцентробежного насоса ЭЦНМ5-80-1200-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

ID: 176773
Дата закачки: 17 Января 2017
Продавец: lelya.nakonechnyy.92@mail.ru (Напишите, если есть вопросы)
    Посмотреть другие работы этого продавца

Тип работы: Диплом и связанное с ним
Форматы файлов: Microsoft Word

Описание:
Расчетная часть-Расчет электроцентробежного насоса ЭЦНМ5-80-1200: Расчет на прочность вала центробежного насоса, Расчет шпоночного соединения вала-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Комментарии: 3 РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ

3.1 Расчет на прочность вала центробежного насоса

Для вала насоса ЭЦН берем закаленную сталь 40ХН с пределом теку-чести τ=1400 МПа.
При нормальной работе вал насоса подвергается воздействию крутящего момента, осевой сжимающей нагрузке на верхний торец вала и радиальной нагрузке.
    (3.1)
где изг - наибольшее напряжение при изгибе;
  - наибольшее напряжение при кручении;
Наибольшее напряжение при изгибе определим по формуле:
  (3.2)
где Ми - изгибающий момент;
Wи - осевой момент сопротивления сечения вала.

Наибольшее напряжение при кручении определим по уравнению:
,       (3.3)
где Мк - крутящий момент;
 Wк - полярный момент сопротивления сечения вала.
Определим полярный и осевой моменты сопротивления сечения вала.



где  D - наружный диаметр вала, D=17мм;
 d - внутренний диаметр шлицов, d=14мм;
 b - ширина шлица, b=3,5мм;
 z - число шлицов, z=6.


Определим крутящий момент на валу:
(3.4)
где N - приводная мощность двигателя, N=32кВт;
ω - угловая скорость:
(3.5)
Поставим полученные значения в уравнение 3.3 и получим:

Изгибающий момент определим по уравнению:
, (3.6)
где Р1 - радиальная нагрузка, действующая на шлицевой конец вала;
 Р2 - вторая радиальная нагрузка возникающая вследствие неточности
изготовления шлицев;
l - расстояние от точки приложения силы до кольцевой проточки.
Радиальная нагрузка, действующая на шлицевой конец вала:
,    (3.7)


где  Е - модуль упругости, Е=2,1·105 МПа;
I - осевой момент инерции, м4;
ΔY - стрела прогиба шлицевого конца вала, ΔY=1·10-5м,
С - расстояние от центра подшипника до середины сочленения муфты
и вала, С=0,1м.
Определим момент инерции:
  (3.8)

Подставим полученные значения в уравнение 2.34 и получим:

Вторая радиальная нагрузка возникает вследствие неточности изготов-ления шлицев. Число шлицев, включенных в работу равно 0,8 от общего чи-сла. Пять работающих дают нагрузку, равную 0,2Рокр.
,   (3.9)
где  dср - средний диаметр шлицев, d=15,5мм.
Максимальный изгибающий момент получим:

Определим напряжение изгиба в опасном сечении :
(3.10)
Эквивалентное напряжение :
(3.11)

Коэффициент запаса прочности:
(3.12)

где σТ - предел текучести закаленной стали 40ХН, σТ=1400 МПа.
 Проведенные расчеты показали возможность использования в проек-тируемом насосе вала из закаленной стали 40ХН, при этом запас прочности достаточный.

3.2 Сравнительный анализ видов соединений зацеплением

Для закрепления деталей на валах с целью передачи крутящего момен-та предназначены такие виды соединений, как шпоночное, шлицевое и про-фильное.
Соединения зацеплением делятся на две группы: с дополнительными соединяющими элементами и без них [23]. По типу соединяющих деталей ра-зличают клиновые, штифтовые и шпоночные соединения (Рисунок 3.1). Со-единения без дополнительных деталей по форме поперечного сечения бывают зубчатыми и профильными.
Шпоночные и штифтовые соединения просты и надежны, легко соби-раются и разбираются, дешевы. Недостатки: снижение нагрузочной способ-ности соединяемых деталей, обусловленное уменьшением их сечений пазами и отверстиями для размещения шпонок и штифтов, а также значительной концентрацией напряжений [24].
Основные преимущества шлицевых соединений по сравнению со шпо-ночными:
1. отсутствие соединяющей детали,
2. возможность передачи больших усилий вследствие большой поверхно-сти контакта зубьев,
3. лучшее центрирование при относительном перемещении сопрягаемых



4. деталей.
Недостатки:
1. возникновение в углах пазов местных напряжений,
2. неравномерность распределения нагрузки по длине и между зубьями,
3. необходимость использования при изготовлении специального обору-дования и инструмента.
Достоинства профильных соединений:
1. обеспечивают лучшее центрирование вала
2. отличаются большой выносливостью и надежностью благодаря от-сутствию пазов, отверстий, зубьев и других концентраторов напряже-ний.
Недостаток: необходимость использования специального оборудования и инструмента.


Рисунок.3.1 – Варианты соединений валов ЭЦН
С целью проверки надежности вала ЭЦНМ5-80-1200 проведем расчет и сравнительный анализ трех видов соединений: шпоночного с помощью призматической шпонки, прямобочного шлицевого и профильного с тремя криволинейными гранями.


3.3 Расчет шпоночного соединения вала

Для исследуемого вала диаметром 17 мм выбираем призматическую шпонку по ГОСТ-23360-78 с параметрами: ширина b=5 мм, высота h=5мм, длина l=40мм.

3.3.1. Проверочный расчет шпонки аналитическим методом

При передаче крутящего момента (рис.3.2) на боковых гранях шпонки возникают напряжения смятия см, а в продольном сечении шпонки – на-пряжения среза .


Рисунок.3.2 – Распределение нагрузки в шпоночном соединении

У стандартных шпонок размеры подобраны так, что нагрузку соеди-нения ограничивают не напряжения среза, а напряжения смятия, поэтому достаточно рассчитать для выбранной шпонки только см.
Напряжения смятия вычисляются по формуле:
. (3.13)
Допускаемые напряжения составляют 100…120 МПа, таким образом проверка шпонки на смятие не выполняется, т.к. действующие напряжения превышают предельно допускаемые.

 
 
 
3.3.2 Расчет шпонки методом конечных элементов
 
Для расчета напряжений и деформаций, возникающих в материале шпонки при передаче крутящего момента, воспользуемся программой Xen-Sys [18, 20]. Эта программа реализует метод конечных элементов в плоской постановке, поэтому расчет будем вести для сечения шпонки толщиной 1 мм.
1 этап.
Задание зон предварительной разметки сечения шпонки. Геометриче-ская форма детали должна быть описана с помощью восьмиузловых зон, имеющих общие узлы. Поскольку сечение выбранной нами шпонки является весьма небольшим, и координаты узлов должны быть указаны точно, удоб-нее редактировать разметку детали на зоны в специальной программе Editor. Данная программа позволяет вводить зоны кнопкой мышки, а также редак-тировать координаты узлов с точностью 3 знака после запятой. С целью эко-номии оперативной памяти во время выполнения конечно-элементного ана-лиза зоны должны располагаться в следующем порядке: слева направо и сверху вниз. На рисунке 3.3 показана разметка сечения шпонки на зоны в программе Editor. Модель включает 20 зон. Для каждой зоны указаны ко-ординаты ее восьми узлов: 4 узла в вершинах зоны и по одному в середине каждой стороны. Зоны имеют общие стороны и, соответственно, узлы, но, как рекомендуется в методических указаниях [20], ни одна сторона одной зоны не граничит с двумя сторонами другой зоны. Разметка проведена таким образом, чтобы все зоны в совокупности наилучшим образом аппроксими-ровали форму сечения шпонки.
Так как нас будет интересовать больше всего распределение напряже-ний на боковых гранях шпонки, зоны 6,11,10 и 15 заданы меньших разме-ров, для того, чтобы повысить точность вычислений при помощи более мел-кой разбивки на конечные элементы. На рисунке 3.4. показан процесс редак-тирования координат неверно указанного узла. Координаты узлов задаются в миллиметрах.
Дальнейшие расчеты проводятся уже непосредственно в программе XenSys.


Рисунок.3.4 – Редактирование координат узла

2 этап. Разбивка заданных ранее зон на конечные элементы.
В программе XenSys открываем подготовленный ранее файл с коорди-натами зон.
Разбивка детали на конечные элементы осуществляется при помощи команды "Дискретизация \\ Разбить". В программе предусмотрено использо-вание линейных треугольных элементов. Чтобы повысить точность вычисле-ний, нужно разбить сечение шпонки как можно мельче. Для расчетов в диалоговом окне нужно указать частоту сетки разбиения зон на конечные элементы: число узлов на сторонах зоны по горизонтали и по вертикали. Разбивка 7х7, принятая по




умолчанию в программе, не даст требуемую точность (рис.3.5).

Рисунок 3.5 – Грубая разбивка шпонки на конечные элементы

Приемлемые результаты получатся при разбивке 14 х14. На рисунке 3.6 показана выбранная нами дискретизация сечения шпонки.
Число конечных элементов модели равно 6760, узлов – 3498. Объем необходимой для расчетов оперативной памяти составляет порядка 48 Мбайт.


Рисунок 3.6 – Более точная разбивка шпонки на конечные элементы


Далее необходимо задать такие параметры материала, как модуль уп-ругости, равный для стали 215000 МПа и коэффициент Пуассона, равный 0,33. Это делается командой "Параметры \\ Материал". Ввод параметров ма-териала изображен на рисунке 3.7.
Еще для расчета необходимо задать толщину сечения детали. Посколь-ку сечение шпонки не изменяется по ее длине, можно считать ее любое сече-ние. Выберем для анализа среднее сечение шпонки толщиной 1 мм. Ввод толщины сечения показан на рисунке 3.8.



Рисунок 3.7 – Задание параметров материала


Рисунок 3.8 – Задание толщины сечения шпонки

3 этап. Задание нагрузок и заделок.

С целью упрощения принято считать, что нижняя половина шпонки находится в шпоночном пазе вала, а верхняя половина – в пазе втулки [24].
Нижняя часть шпонки неподвижно закреплена на валу, поэтому можно считать, что ее основание и нижняя половина левой боковой грани жестко закреплены.
Таким образом, выделяем узлы, отмеченные жирной линией на рисун-ке 3.9, и задаем в них жесткую заделку.



Рисунок.3.9 – Задание жесткой заделки на шпонке

Далее вычислим нагрузку на грани шпонки.
Окружная сила, действующая на шпонку, вычисляется по формуле
(3.14)
На исследуемое нами сечение в 1мм приходится сила
(3.15)

Эта сила распределяется равномерно по 25 узлам верхней левой боко-вой грани и 26 узлам нижней правой боковой грани. Таким образом, на 1 узел приходится
(3.16)

Узлы, в которых заданы силы, показаны на рисунке 3.10 жирной линией, причем на левой грани задана горизонтальная сила в 3,02 Н, а на правой грани – горизонтальная сила в другом направлении: -3,02Н.


Рисунок 3.10 – Задание нагрузки на правую грань шпонки

4 этап. Расчет перемещений, деформаций и напряжений в сечении шпонки.
Расчет производится с помощью запуска команды "Расчет \\ Напряже-ний" или "Расчет \\ Главных напряжений". В последнем случае будут вычис-лены и главные напряжения 1, нужные нам для анализа прочности шпонки. Время вычислений невелико, на двухпроцессорном компьютере с тактовой частотой 2,26 GHz оно составило около 4,5 минут.
5 этап. Анализ результатов расчета.
Для оценки изменения формы шпонки под нагрузкой нужно просмот-реть все распределения перемещений рассчитываемого сечения. На рис.3.11 изображена картина распределения горизонтальных перемещений (по оси ОХ) в
сечении шпонки. В программе XenSys приняты следующие обозначе-ния

цветов: ярким цветом показываются положительные значения, свет-лыми – отрицательные. На рисунке 3.11 хорошо видно, что верхняя часть шпонки получила положительные перемещения, т.е. переместилась вправо, а нижняя часть – переместилась влево. Максимальные значения составляют 0,00029 мм.


Рисунок. 3.11 – Горизонтальные перемещения в шпонке

На рисунке 3.12 изображена картина распределения вертикальных переме-щений – по оси OY. Так, левая часть шпонки сместилась вверх, правая – вниз.

Рисунок.3.12 – Вертикальные перемещения в шпонке

Картина распределения полных (результирующих) перемещений пока-зана на рисунке 3.13. Максимальные значения перемещений 0,0002977мм.

Для анализа прочности шпонки необходимо просмотреть картины распределения всех типов напряжений. На рисунке 3.14 изображена картина распределения горизонтальных напряжений x. На рисунке видно, что зона вблизи нижней половины левой боковой грани испытывает растяжение по горизонтали, а вся остальная часть – сжатие. Максимальные значения равны 68,9759МПа.

Рисунок.3.13 – Полные перемещения в шпонке

Рисунок.3.14 – Напряжения по горизонтальной оси ОХ
Поля распределения вертикальных напряжений показаны на рисунке

3.15. Вблизи левой боковой грани шпонку растягивает, а правой – сжимает. Максимальные значения 79,6575МПа.
Касательные напряжения, характеризующие сдвиги в материале [25], изображены на рисунке 3.16. Видно, что шпонка испытывает сдвиг по сред-ней линии (месту раздела вала и втулки), причем максимальный всплеск на-блюдается в центре левой грани, где приложен крутящий момент. Максима-льные значения 46,8095МПа.


Рисунок.3.15 – Напряжения по вертикальной оси OY
Для количественного анализа прочности шпонки необходимо проана-лизировать картину распределения главных напряжений, которые отражают итоговую картину и учитывают все компоненты напряжений [25]. На рисунке 3.17




Для количественного анализа прочности шпонки необходимо проана-лизировать картину распределения главных напряжений, которые отражают итоговую картину и учитывают все компоненты напряжений [25]. На рисунке 3.17

видно, что в сечении шпонки имеется два всплеска напряжений 1: в центре правой грани (меньше, максимальные значения 24,8 МПа) и в центре левой грани большой всплеск, максимальные значения 121,43 МПа, что примерно соответствует напряжениям смятия, ранее вычисленным нами по формуле 3.13.

Рисунок.3.17 – Главные напряжения 1
Вывод по шпоночному соединению: выполненные расчеты двумя спосо-бами: аналитическими методами сопротивления материалов, а также уточ-ненным методом конечных элементов показали недостаточную надежность шпоночного соединения, поэтому использовать данное соединение для вала ЭЦНМ5-80-1200 не рекомендуется. Проведенный анализ в программе Xen-Sys показал картины распределения перемещений и напряжений, а главное – опасные места концентрации напряжений, которые неизбежно приведут к поломке шпонки.


3.4 Выбор и расчет шлицевого соединения

Шлицевые (зубчатые) соединения бывают трех типов: с прямобочными, эвольвентными и треугольными зубьями.
Треугольные зубья применяются для передачи невысоких крутящих моментов, часто вместо прессовых соединений [23], поэтому они не будут обладать нужной надежностью, и для рассматриваемого вала не подходят.
Эвольвентные зубья могут быть нарезаны лишь на валах больших диаметров, и для их изготовления требуется более дорогой инструмент.
Для валов малых и средних диаметров в основном применяются пря-мобочные зубья.
Для рассматриваемого вала примем следующие размеры шлицевого соединения с прямобочными зубьями [26]:
• внутренний диаметр d=14 мм,
• наружный диаметр D=17мм,
• число зубьев z=6,
• размер фаски f=0,3мм,
• длина зубьев l=42мм.
Основные критерии работоспособности и расчета шлицевых соедине-ний:
1. сопротивление рабочих поверхностей смятию,
2. сопротивление изнашиванию от фреттингкоррозии.
Так как рассчитываемое соединение нагружено только крутящим мо-ментом, а осевая сила равна нулю, то износа не будет, поэтому на износ дан-ное соединение рассчитывать не нужно, необходимо только его проверить на смятие.

3.4.1 Расчет шлицевого соединения аналитическими методами

Шлицевое соединение проверяется на смятие по формуле:
(3.16)
где Т – передаваемый крутящий момент;


z – число зубьев;
dср – средний диаметр шлицевого соединения,
f – размер фаски,
l – длина контактирующей поверхности шлицевого соединения,
К=0,7…0,8 – коэффициент неравномерности нагрузки по зубьям,
h – рабочая высота зубьев.

Средний диаметр шлицевого соединения определяется как:
dср=0,5 (D+d)=0,5(17мм+14мм)=15,5мм, (3.17)
рабочая высота зубьев:
h=0,5(D-d) -2f=0,5 (17мм-14мм)-2*0,3мм=0,9 мм (3.18)

Крутящий момент ранее был вычислен по формуле (3.4), он равен 105,06 Н м.
Тогда напряжения смятия
. (3.19)
Условие прочности шлицевого соединения:
см ≤ [см]. (3.20)
Допускаемые напряжения для шлицевых соединений при средних ре-жимах эксплуатации [см]=100МПа, для работы при вибрациях или с плохой смазкой [см]=70МПа [24].
Таким образом, расчет аналитическим методом показал: в случае, если ЭЦН будет работать в тяжелых условиях эксплуатации, шлицевое соедине-ние не обеспечит требуемой надежности.

 3.4.2 Расчет шлицевого соединения методом конечных элементов

Для того, чтобы не допустить смятия рабочих поверхностей зубьев шлицев, используют термообработку. Термообработка рабочих поверхно-стей


зубьев существенно повышает их твердость, а следовательно, и предо-храняет от смятия. Но в таких случаях шлицы изготавливаются в виде Испо-лнения А (рисунок 3.18), чтобы обеспечить выход шлифовального круга [27]. Для данного исполнения характерна концентрация напряжений в осно-вании зуба. Выполним проверку сечения зуба шлица в исполнении А мето-дом конечных элементов, а также исследуем зависимость величины напряже-ний от радиуса переходной поверхности в основании зуба.


Рисунок 3.18 – Варианты исполнений шлицевых соединений
Поскольку шлицевое соединение включает шесть одинаковых зубьев, то достаточно рассчитать на прочность только один, наиболее нагруженный зуб соединения. Профиль шлицевого соединения вала не меняется по длине вала, поэтому так же, как и в случае шпоночного соединения, достаточно проанализировать одно сечение вала толщиной в 1мм.
Конечно-элементный анализ состоит из пяти этапов.
1 этап. Подготовка геометрии зуба шлица.
Геометрическую форму зуба шлицевого соединения наиболее удобно


подготовить по аналогии со шпонкой в программе Editor. Модель включает 15 зон. Разметка на зоны показана на рисунке 3.19. Так как мы ожидаем концентрации напряжений в основании зуба, то размер прилегаю-щих зон выбран меньшим, чем другие зоны. Это обеспечит более мелкую сетку конечных элементов, а значит и более точные результаты.
2 этап. Разбивка сечения зуба шлица на конечные элементы.
Дальнейшие расчеты проводим в программе XenSys. Разбивка сечения зуба на конечные элементы показана на рисунке 3.20, в каждой зоне задано 14 узлов по горизонтали и 14 – по вертикали. Модель состоит из 5070 коне-чных элементов и 2666 узлов. Для размещения матрицы системы потребу-ется около 53 Мб оперативной памяти компьютера.

Рисунок 3.19 – Предварительная разбивка на зоны зуба шлицевого вала

Для решения задачи нужно установить еще толщину сечения детали – 1 мм, так как описано в подразделе 3.3.2, а также параметры материала, из которого изготовлена деталь. Ввод механических параметров материала показан на рисунке 3.21.

Рисунок 3.20. Разбивка зуба шлица на конечные элементы


Рисунок 3.21 – Задание параметров материала
3 этап. Задание нагрузок и заделок модели.
Считаем внутреннюю часть вала неподвижной, и так как мы будем анализировать только один зуб шлицевого вала, то будем считать, что боковые стороны и низ основания зуба жестко заделаны. Поэтому необ-ходимо выделить узлы, лежащие на этих сторонах и указать в них ну-левые перемещения по всем осям, то есть жесткую заделку, как показано на рисунке 3.22.


Рисунок 3.22 – Задание заделки зуба шлица

Далее вычислим нагрузку, которая приходится на 1 зуб шлицевого со-единения.
Так как в передаче нагрузки участвуют не все зубья, а их 70…80%, то учтем это коэффициентом K=0,75, чтобы вычислить нагрузку, которая приходится на самый нагруженный зуб.
Окружная сила:

где T – крутящий момент, вычисленный по формуле (3.4).
Нагрузка равномерно распределяется по длине зуба в 42мм, поэтому на сечение в 1мм приходится

Рабочими гранями шлицевого соединения являются боковые грани, поэтому сила Fсеч равномерно распределяется по всей боковой грани зуба, т.е. по 27 узлам.
Тогда сила в одном узле равна:
(3.21)
Процесс задания нагрузок в узлах представлен на рисунке 3.23.
4 этап. Расчет перемещений, деформаций и напряжений в сечении шпонки.
Расчет производится с помощью запуска команды "Расчет \\ Напряже-ний" или "Расчет \\ Главных напряжений". В последнем случае будут вычис-лены и главные напряжения 1, нужные нам для анализа прочности шпонки. Время вычислений также невелико, на двухпроцессорном компьютере с так-товой частотой 2,26 GHz оно составило около 4 минут.

Рисунок.3.23 – Задание загрузок



5 этап. Анализ результатов расчета.
Для того, чтобы проанализировать, как деформировалась деталь, нуж-но просмотреть картины распределения всех компонент перемещений. Картина распределения горизонтальных перемещений (по оси ОХ) пока-зана на рисунке 3.24.
Картина распределения вертикальных перемещений (по оси OY) пред-ставлена на рисунке 3.25, а распределение полных (суммарных) переме-щений – на рисунке 3.26. Максимальные значения полных перемещений невелики, они составляют 0,0015767мм.


Рисунок.3.24 – Распределение горизонтальных перемещений

Рисунок.3.25 – Распределение вертикальных перемещений
Для анализа прочности детали необходимы картины распределения всех компонент напряжений. Так, напряжения по горизонтальной оси ОХ изображены на рисунке 3.27. Хорошо видны два всплеска концентрации на-пряжений – с обеих сторон в основании зуба, причем слева наблюдается ра-стяжение (положительные напряжения - яркие цвета), а справа – сжатие (отрицательные напряжения – светлые цвета). Максимальные значения соста-вляют 179,42 МПа.
Распределение напряжений по оси OY (по вертикали) представлено на рисунке 3.28. Также видны два концентратора, причем слева максимальные значения выше: 124,44 МПа, а справа – 101,1 МПа.


Рисунок.3.28 – Распределение напряжений по оси OY
Распределение касательных напряжений показано на рисунке 3.29. Расположение концентраторов напряжений не меняется, хотя значении я ка-сательных напряжений несколько ниже – максимальные составляют 78,337МПа.


Рисунок 3.29 – Распределение касательных напряжений

Наиболее важная картина для анализа прочности шуба шлицевого ва-ла: распределение главных напряжений 1, так как оно отвечает за растяже-ние. На трех рисунках 3.27, 3.28 и 3.29 мы видим два концентратора напря-жений, однако в левом концентраторе наблюдается растяжение, а в правом – сжатие. Для деталей, изготовленных из стали, важным является растяжение, т.к. именно на растянутой стороне возникают трещины, которые приводят затем к поломке зуба.
Поэтому обратимся к рисунку 3.30, на котором изображена картина распределения главных напряжений 1. Максимальные значения составляют 222,4418МПа. Вал исследуемого насоса ЭЦНМ-5-80-1200 изготовлен из за-каленной стали 40ХН, имеющей параметры: предел прочности МПа и предел текучести .
За критерий примем предел текучести стали, так как пластические де-формации в шлицевом соединении недопустимы. Вычислим коэффициент за-паса прочности:
(3.22)


Рисунок 3.30 – Распределение главных напряжений 1


Коэффициент запаса прочности достаточно высокий, поэтому мы мо-жем сделать вывод: шлицевое соединение в исполнении А достаточно надеж-но.

Проведем дополнительные исследования: проанализируем, как радиус галтели в основании зуба шлица влияет на его прочность.
Для этого создадим еще 2 модификации зуба шлицевого вала:


1. с радиусом галтели r=1,5 мм
2. с радиусом галтели r=2,5 мм,
выполним расчеты методом конечных элементов в программе XenSys, а за-тем сравним полученные результаты.

Первая модификация

Разбивка на конечные элементы первой модификации представлена на рисунке 3.31. Концентраторы в основании зуба более резкие, т.к. меньше ра-диус.
Заделки и нагрузки вводим такие же, как для базовой модели, затем выполняем расчет.
Картина распределения суммарных перемещений представлена на ри-сунке 3.32. Максимальные значения 0,0015486 мм. Картина распределения главных напряжений изображена на рисунке 3.33. Максимальные значения составили 264,6264 МПа.


Рисунок.3.32 – Распределение суммарных перемещений

Рисунок 3.33 – Распределение главных напряжений 1

Вторая модификация

Разбивка на конечные элементы первой модификации представлена на рисунке 3.34. Концентраторы в основании зуба более плавные, т.к. радиус увеличен.
Картина распределения суммарных перемещений представлена на ри-сунке 3.35. Максимальные значения 0,0016236 мм. Картина распределения главных напряжений изображена на рисунке 3.36. Максимальные значения составили 173, 2931 МПа.

Рисунок.3.34 – Разбивка на конечные элементы второй модификации зуба


Рисунок 3.35 – Распределение суммарных перемещений

Рисунок 3.36 – Распределение главных напряжений 1

Полученные нами результаты сведем в таблицу.
Таблица 3.1 – Результаты расчетов основной модели и двух модификаций
Радиус галтели зуба, мм 1,5000 2,0000 2,5000
Перемещения, мм*10-3 1,5486 1,5767 1,6236
Напряжения, МПа 264,6264 222,4418 173,2931

График зависимости перемещений от радиуса галтели показан на рису-нке 3.37. Чем меньше радиус, тем меньше перемещения, то есть зуб более же-сткий. Однако, чем меньше радиус, тем больше всплеск напряжений. График зависимости напряжений представлен на рисунке 3.38.

Рисунок.3.37 – Зависимость максимальных перемещений от радиуса галтели



Рисунок 3.38 – Зависимость максимальных напряжений от радиуса галтели


Вывод: нами выполнено исследование жесткости и прочности зуба шлицевого вала в исполнении А, которое показало достаточную надежность шлицевого соединения. Проведен анализ зависимости максимальных пере-мещений и напряжений от радиуса галтели и построены графики.

3.5 Расчет на прочность профильного соединения РК-3

Принцип работы профильных соединений показан на рисунке 3.39. Происходит относительный поворот деталей и возникает плотный контакт в трех зонах. Нагрузка передается давлением на боковые криволинейные по-верхности. Характер распределения напряжений смятия на поверхностях профильного соединения соотношением радиусов кривизны соприкасаю-щихся профилей [23].


Рисунок 3.39 – Распределение нагрузки в профильном соединении

В простейшем случае принимают распределение давлений по закону треугольника.
Условие прочности на смятие рабочих поверхностей проверяется по формуле
(3.23)
где Т – крутящий момент, Н*мм,
Кгр=1,3…2 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между гранями,
z – количество граней,
r – плечо силы F,
l – длина соединения,
а и с – размеры грани соединения (показаны на рисунке 3.40).

Рисунок 3.40 – К расчету профильных соединений
Вычислим напряжения смятия для профильного соединения шлицевого вала ЭЦНМ5-80-1200, приняв размеры соединения а=16мм, с=0,2 мм:

В подвижных соединениях с термообработанными деталями прини-мают допускаемые напряжения [см]=20 МПа [23]. Вычисленное нами значе-ние не превышает предельно допустимого:
17,371 МПа <20 МПа,
а следовательно, прочность профильного соединения на смятие обеспечена.
Формирование РК-профиля осуществляется на том же самом валу, с уменьшением его диаметра, путем высокоскоростного фрезерования пальце-вой фрезой с износостойким покрытием, на станках с ЧПУ.
Данный тип соединения имеет ряд эксплуатационных и технологиче-ских преимуществ перед шлицевыми соединениями.

3.5.1 Эксплуатационные преимущества профильных соединений

Усталостная прочность профильных валов до пяти раз выше шли-цевых.
По литературным данным известно, что 6-ти шлицевой вал с прямобочными шлицами при наружном диаметре Д=20 мм выдерживает циклическую на-грузку
с напряжением С=300 МПа в количестве 15000 циклов, а профильный вал типа Кс-4 при том же размере описанной окружности выдерживает ту же на-грузку, но только при количестве 70000 циклов. Из этого примера видно, что усталостная прочность профильного вала в 4,5 раза больше шлицевого.
 Приработочный износ в 2,5 раза, а интенсивность установившегося износа в 1,8 – 2,4 раза меньше у деталей РК-3 профильных соединений, чем у щлицевых. При этом крутильная жесткость первых выше в 1,3 – 1,6 раза.
 Весовая характеристика узлов и машин с профильными соединениями в сравнении со шлицевыми может быть уменьшена на 20% и более. Так, на-пример, только лишь за счет уменьшения поперечного сечения профильного вала можно достичь сокращения его веса при использовании различных кон-турных кривых: РК-3 – на 21%; РК-5 – на 23%; Кс-4 – на 27%.
 Профильные соединения типа РК-3 обладают свойством автоматиче-ского центрирования под передаваемой нагрузкой. Даже незначительные на-грузки крутящего момента приводят к автоматическому центрированию зу-бчатого колеса на валу, переводя это соединение из области соединения с зазором в область беззазорного. За счет этого точность центрирова-ния под нагрузкой в РК- профильном соединении до трех раз выше, чем в шлицевом. В профильном соединении типа РК-3 во время автоматического центрирования под нагрузкой наблюдается явление самоторможения (закли-нивания). Благодаря явлению самоторможения, изгибная жесткость деталей профильного соединения при передаче крутящего момента несколько выше, чем у деталей шлицевого соединения.
 
3.5.2 Технологические преимущества профильных соединений

 Изготовление деталей профильного соединения типа РК обходится на 40 - 50% дешевле, чем шлицевых. Производительность обработки шлицевой ступени равна 0,13 шт/мин, а РК-3 профильной ступени равна 0,224 шт/мин, что
более чем в 1,5 раза производительнее от изготовления валов со шлицами.


Размер файла: 2,1 Мбайт
Фаил: (.rar)

Скачать

Добавить в корзину

Занесено в корзину

        Коментариев: 0

Есть вопросы? Посмотри часто задаваемые вопросы и ответы на них.
Опять не то? Мы можем помочь сделать!

Некоторые похожие работы:

К сожалению, точных предложений нет. Рекомендуем воспользоваться поиском по базе.