3.4.3 Проверочный расчет валов
Плоскость YOZ (вертикальная).
Для определения реакции Rb используем уравнение (3.4)
-Fr2 ּ80 -Rb ּ133=0;
Rb =.
Подставляя радиальное усилие Fr2 = 0,49 кН получим
Rb = = 0,295 кН.
Для определения реакции RА используем уравнение (3.5)
ּ85 +RА ּ133-Fr2 ּ 53 = 0
RА = = 0,195 кН.
Строим опору изгибающих моментов Мх (z).
Сечение 1-1: Мх определяется по формуле (3.7).
Точка А: z =0, Мх = 0
Точка С: z = 80 мм, Мх = 15,6 Нм.
Сечение 2-2: Мх = Rbּz
Точка В: z =0, Мх = 0 Нм.
Точка С: z = 53 мм, Мх =15,63 Нм
Плоскость XOZ (горизонтальная).
Реакцию Rb определяем по формуле (3.4)
Ft2 ּ80 -Rb ּ133 =0;
Rb =
Подставляя окружное усилие Ft2 =1,35 кН получим
Rb = 0,812 кН.
Реакцию RА определяем по формуле (3.5)
-Ft2ּ 53 +RА ּ133 =0
RА =
RA=0,538кН
Строим эпюру изгибающих моментов МY (z).
Сечение 1-1: МY определяется по формуле (3.7).
Точка А: z =0, МY = 0.
Точка С: z = 80 мм, МY = 43,04 Нм.
Сечение 2-2: Мy = Rbּz
Точка В: z = 0, МY = 0Нм
Точка С: z = 53мм, МY =43,03Нм.
Опасным является сечение в месте посадки колеса на вал (рис.3.3).
Напряжение изгиба находим по формуле (3.12)
σ = = 2,91МПа.
Находим напряжение кручения по формуле (3.13)
τ = = 4,99 МПа.
Полученные напряжения подставляем в выражение (3.11)
σэ = = 9,12МПа.
Предел выносливости для Ст. 45 σ-1 = 249,4 МПа [2].
Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 2.
Напрессованные на вал детали создают концентрацию напряжений. Влияние на сопротивление усталости напрессовки деталей существенно зависит от размеров. Поэтому ее влияние и влияние размера учитывают общим коэффициентом
ζ’’=1(при p>25МПа) наихудший вариант
Полученные напряжения подставляем в выражение (3.19)
ζ’=0,305+0,0014ּ580=1,11
=3,2[1]
Полученные значения подставляем в выражение (3.18)
Проверяем условие (3.10)
9,12≤
9,12<36,46
Проверяем выходной конец тихоходного вала
Находим напряжение кручения по формуле (3.13)
τ = = 12,95 МПа.
στ ≤ ,
τ-1=162,4МПа;
Коэффициент запаса сопротивления усталости назначаем S = 2.
Коэффициент влияния абсолютных размеров ε=0,70[1]
Эффективные коэффициенты концентраций касательных напряжений Кτ=2[1]
26,84 ≤
26,84≤ 28,42
Условие выполняется, поэтому уточненный расчет производить нет необходимости.
4. Расчет и подбор подшипников
4.1 Расчет подшипников быстроходного вала
4.1.1 Выбор типа подшипников
В соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин тип подшипника выбирают по следующим рекомендациям.
Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов и коробок передач применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники.
Назначаем подшипник 204 ГОСТ 8338-75.
4.1.2 Расчет подшипника
Основными критериями работоспособности подшипников качения является долговечность по усталостному выкрашиванию и статическая грузоподъемность по пластическим деформациям.
Расчет на долговечность выполняют для подшипников, вращающихся с частотой n ≥ 10 об/мин . При n от 1 до 10 об/мин в расчет принимают n = 10 об/мин .
Невращающиеся подшипники или медленно вращающиеся (n < 1 об/мин ) рассчитывают на статическую грузоподъемность.
Расчет подшипников на долговечность производят по формуле
Lh= , (4.1)
где Lh- расчетная долговечность подшипника ;
n- частота вращения вала, об/мин;
Cr- динамическая грузоподъёмность подшипника (берётся из справочных данных по подшипникам), кН;
Pr- эквивалентная нагрузка, кН;
Р- показатель степени, равный в соответствии с результатами экспериментов для шарикоподшипников p=3;
а1- коэффициент, учитывающий надежность работы подшипника;
а23- коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации;
[Lh]- требуемая долговечность подшипника (для редуктора она равна сроку службы передач t∑), ч.
Нормальной надежностью подшипника считается величина, равная 0,9. Значение коэффициента а1 для такой надежности будет а1 = 1 [1].
Коэффициент а23 зависит от условий работы подшипника. Для обычных условий отсутствие повышенных перекосов и наличие масляной плёнки в контактах назначаем коэффициент а23 = 1[1].
Эквивалентную радиальную нагрузку для радиальных шарикоподшипников определяют по формуле.
Pr = (X ּV ּ Fr +Y ּ Fa) ּ Кδ ּ Кt, (4.2)
где Pr – радиальная нагрузка (суммарная реакция в опоре) ,кН;
Fa – осевая нагрузка, кН;
X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок [1];
V – коэффициент вращения, равный 1 при вращении внутреннего кольца относительно направления нагрузки;
Кδ – коэффициент безопасности, для редукторов и коробок переда Кδ = 1,3 –1,5;
Кt – температурный коэффициент, вводимый при t >100º С.
Рассчитываем опору В и опору А до долговечности, выявляем наиболее нагруженную и по ней производим расчет на долговечность.
Радиальную нагрузку определяем по формуле
FA =, (4.3)
где RAX, RAY- реакция в опоре А, кН.
Осевая нагрузка Fа = 0,04 кН. Сor =6,2
Коэффициенты X и Y зависят от отношения составляющих Fа / V ּ Fr и их уровня, который задается отношением Fа / Сor (табл. 7.1) [1].
Fа / Сor = 0,04 /6,2 = 0,006е=0,27; Fа / V ּ Fr = 0,04 /0,111 = 0,36 > е;
Х = 0,56; Y =2,30; V=1; Kб=1,3; Kt=1.
Полученные значения подставляем в выражение (4.2)
Pr = (0,56 ּ 1 ּ 0,111 + 2,30 ּ 0,04) ּ 1,3 ּ 1 = 0,20
a1=1, a23=0.9, n=2805
L==7227ч.
Требуемая долговечность обеспечивается.
4.2 Расчет подшипников промежуточного вала
4.2.1 Выбор типа подшипников
Назначаем для промежуточного вала подшипник 204 ГОСТ 8338-75 и 2204 ГОСТ 8328-75.
4.2.2 Расчет подшипников
Рассчитываем опору А .
RBy=0.007
RBx=0.1282
RB=0.128
RAy=0.295
RAx=0.993
RA=1.03
Kб=1,3; V=1; Kt=1; a23=0.8; Cr=14.7.
Pr = 1.03 ּ 1.3 ּ 1 ּ 1 = 1.339
L==7227ч.
Требуемая долговечность обеспечивается.
Рассчитываем опору В.
d=20мм; D=47мм; Cr=20.6[1] кН; Cor=10.075[1] кН; Fa=0.13кН.
Pr=(V×X×Rb+Y×Fa) ×Kб×Kt
Fa/Cor=0.047; e=0.19
==1.014
Pr = (1 ּ 0.56 ּ 0,128 + 2,30 ּ 0,13) ּ 1,3 ּ 1 = 0,48
L =,1056759 ч > 7227 ч.
Требуемая долговечность обеспечивается.
4.3 Расчет подшипников промежуточного вала
4.3.1 Выбор типа подшипников
Назначаем для промежуточного вала подшипник 7203 ГОСТ 27365-87.
4.3.2 Расчет подшипника
Рассчитываем опору В и А
Радиальная нагрузка определяется из выражения (4.3)
Ra = 1.078кН.
Rb = 1.027 кН
e = 0.43
Sa = 0.83 ּ 0.45 ּ 2.5 =0.385
Sb = 0.83 ּ 0.43 ּ 1.027 = 0.233
Sa >Sb
Fa>S2-S1
Fa1=0.366
Fa2=0.983
0.083/Vּ 1.078 =0.912>e
X=0.4; Y= 1.4
Эквивалентная нагрузка определится из выражения:
Pr =(1 ּ 0.4 ּ 1.078 +1,4 ּ 0,938 )1,3 = 2,35 кН.
0.083/1.027 =0.457>e
X=0.4
Y= 1.4
Pr =(1 ּ 0.4 ּ 1.027 +1,4 ּ 0,938 )1,3 = 2,24 кН.
Сr=17,9кН
Наиболее нагружена т.А
Долговечность подшипника определяем по формуле (4.1)
L= 28865,76 ч > 3810 ч.
Требуемая долговечность обеспечивается.
4.4 Расчет подшипников тихоходного вала
4.4.1 Выбор типа подшипников
Назначаем для тихоходного вала подшипник 210 ГОСТ 8338-75.
4.4.2 Расчет подшипника
Рассчитываем опору А и В
Ra=0,572кН
Rb=0,864кН
Cr=27,5кН
Соr=20,2кН
V=1; Kб=1,4
Кt=1
Fa/V ּFr=0<e X=1, Y=0
Эквивалентная нагрузка определится из выражения (4.5)
Pr = (1 ּ 1 ּ 0.864 +0 ּ 0 ) ּ 1,4 ּ 1 = 1.21 кН.
Долговечность подшипника определяем по формуле (4.1)
Lh = = ,3487609 ч > 7227 ч.
Требуемая долговечность обеспечивается.
... – проектный (приближенный) расчет валов на чистое кручение , 2-й — проверочный (уточненный) расчет валов на прочность по напряжениям изгиба и кручения. 1. Определение сил в зацеплении закрытых передач. В проектируемых приводах конструируются червячные редукторы с углом профиля в осевом сечении червяка 2а = 40° .Угол зацепления принят α= 20°. а) на колесе: 1.1 Окружная сила Ft2, Н: Ft2= где T2 ...
... валиками (индекс М), шаг : д)конструктивные особенности: на валу установлена одна звёздочка для тяговой пластинчатой цепи; приводной вал конвейера соединён с выходным валом редуктора посредством горизонтально расположенной цепной передачи; е) расчётный срок службы; ж) кратковременная перегрузка ; з) номер типового режима нагружения - 2. 10.1 Предварительная разработка конструкции ...
... – КПД зубчатой цилиндрической прямозубой передачи; η3 = 0,99 – КПД пары подшипников качения, η4 = 0,8 – КПД цепной передачи Потребная мощность электродвигателя Частота вращения вала двигателя nЭ = n3 ∙ uРЕД ∙ uЦИЛ Где: – частота вращения вала конвейера; uРЕД = 16…50 – интервал передаточных чисел редуктора; uЦИЛ = 2,5…5 – интервал передаточных ...
... проекта по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение. Целью данного проекта является проектирование привода цепного конвейера, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, те
0 комментариев