Определение критической частоты вращения.

с^-1;

с^-1,

где об/мин = 25,1 с^-1;

- условие выполняется, см. [3, c.335]

Расчет шпоночных соединений

,

где - длина шпонки,

h - высота шпонки,

t₁ – глубина шпоночного паза.

а) между рабочим колесом и валом

МПа.

= 0,035м; h = 0,008м; t₁ = 0,005м.

28,5 МПа < 800 МПа. Условие выполнено, см [3, с. 335].

б) между валом и муфтой

МПа.

l= 0,038м; h = 0,008м; t₁ = 0,005м.

26,3 МПа < 800 МПа. Условие выполнено, см [3, с. 335].

Расчет прочности рабочего колеса.

7.4.1. Площадь поверхности рабочего контакта.

F_см =l^.t₁ = 0,035^.0,005 =0,000175 м².

l,t₁ – длина шпонки и глубина шпоночного паза.

7.4.2. Напряжение смятия в ступице.

МПа.

Н,

где Z – число передающих штифтов или шпонок. Z = 1.

7.4.3. Запас прочности.

, где

- предел текучести для материала Бр.ОФ10-1. = 340 МПа.

Значение n_т должно быть не менее величины запаса статической прочности при расчете вала.

7.4.4 Определяем напряжение в лопасти.

, где

ΔP- Расчетный перепад давлений. ΔP = = 166770 Па.

b(R) - ширина лопасти на максимальном радиусе b(R) = 0,007 м,

- толщина лопасти на максимальном радиусе = 0,006 м,

МПа.

7.4.5 Нагрузка, действующая на лопасть от центробежных сил на произвольном радиусе R.

, где

- плотность материала лопасти. = 8,76 г/см³ = 8760 кг/м³.

Па

7.4.6. Изгибные напряжения в лопасти на произвольном радиусе.

Па.

7.4.7. Суммарные напряжения в лопасти на произвольном радиусе.

МПа.

7.4.8. Коэффициент запаса прочности.

Колесо имеет достаточный запас прочности.

7.4.9. Максимальные напряжения.

МПа

7.4.10. Допустимые напряжения.

МПа.

- предел прочности материала рабочего колеса. =200 МПа.

e - коэффициент учитывающий влияние характерных размеров диска. Выбираем по графику на рис. 9.2. [3, с. 328]. e = 0,84.

7.4.11. Коэффициент запаса прочности.

Колесо имеет достаточный коэффициент запаса прочности.

7.4.12. Угловая скорость при которой происходит разрушение колеса.

рад/с,

где F – площадь половины меридиального сечения диска относительно оси вращения.

F = 0,0025 м²

J – момент инерции половины меридиального сечения диска относительно оси вращения.

J = 4,26^.10^-6 м³.

7.4.13. Коэффициент запаса прочности.

- рабочая частота вращения. =25,1

n_В = 134 удовлетворяет условию см. [3, c. 338].

8. Расчет корпуса.

8.1. Рассчитываем напряжение в элементах корпуса в рамках безмоментной теории оболочек вращения.

, где

ΔP- Расчетный перепад давлений. ΔP = = 166770 Па;

R(Z) – радиус конуса в рассматриваемом сечении.

МПа.

МПа.

8.2. Определяем эквивалентные напряжения в Расчетном сечении.

8.3. Рассчитываем допустимые напряжения.

Па

- коэффициент, учитывающий влияние характерных размеров (толщины стенки корпуса в Расчетном сечении δ) на величину допустимых напряжений, см. [3, рис. 9.2].

- предел текучести материала Ст.2, = 200 МПа.

8.4. Вычисляем запас прочности..

Так как n >3, то это значит, что условие выполнено и выбранный корпус выдержит напряжения.

9. Подбор муфты.

9.1. Расчетный момент для выбора муфты.

Н

К_р – коэффициент режима работы. К_р = 1,25 - 2,0, см. [3, с.340]. Выбираем . К_р = 2,0.

9.2. По расчетному моменту выбираем фланцевые муфты по ГОСТ 20761-75.

d = 38мм; D = 140мм; L = 121мм; ℓ = 82мм.