147810 (692066), страница 4

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 4)

-93501,938

104975,889

MS = (Mx2 + My2)1/2, H^xмм

95689,24

Mкр(max) = Ткр, H^xмм

2. 11. Проверка долговечности подшипников

   2. 11.1 1-й вал

Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7306 средней серии со следующими параметрами:

d = 30 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 72 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 43 кН - динамическая грузоподъёмность;

C_o = 29,5 кН - статическая грузоподъёмность.

 = 12 Н.

Радиальные нагрузки на опоры:

P_r1 = 848,473 H;

P_r2 = 153,826 H.

Отношение 0,085; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,34. Здесь F_a = -2493,385 Н - осевая сила, действующая на вал.

В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам:

S₁ = 0.83 ^x e ^x P_r1 = 0.83 ^x 0,34 ^x 848,473 = 239,439 H;

S₂ = 0.83 ^x e ^x P_r2 = 0.83 ^x 0,34 ^x 153,826 = 43,41 H.

Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]):

P_a1 = S₂ + F_a = 43,41 + 2493,385 = 2536,795 H.

P_a2 = -S₂ = -43,41 H;

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Р_э = (Х ^x V ^x P_r1 + Y ^x P_a1) ^x К_б ^x К_т,

где - P_r1 = 848,473 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности К_б = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент К_т = 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 2,99 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,4; Y = 0,78.

Тогда: P_э = (0,4 ^x 1 ^x 848,473 + 0,78 ^x 2536,795) ^x 1,6 ^x 1 = 246,122 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = 29812157,033 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

L_h = 712357396,249 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n₁ = 697,5 об/мин - частота вращения вала.

Рассмотрим подшипник второй опоры:

Отношение 0,282  e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: P_э = (1 ^x 1 ^x 153,826 + 0 ^x 43,41) ^x 1,6 ^x 1 = 246,122 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = 29812157,033 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

L_h = 712357396,249 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n₁ = 697,5 об/мин - частота вращения вала.

1. 11.2 2-й вал

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 309 средней серии со следующими параметрами:

d = 45 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 100 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 52,7 кН - динамическая грузоподъёмность;

C_o = 30 кН - статическая грузоподъёмность.

Радиальные нагрузки на опоры:

P_r1 = 1399,679 H;

P_r2 = 1275,857 H.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Р_э = (Х ^x V ^x P_r1 + Y ^x P_a) ^x К_б ^x К_т,

где - P_r1 = 1399,679 H - радиальная нагрузка; P_a = F_a = 273,788 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности К_б = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент К_т = 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0,009; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,124.

Отношение 0,196 > e; e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,56; Y = 2,37.

Тогда: P_э = (0,56 ^x 1 ^x 1399,679 + 2,37 ^x 273,788) ^x 1,6 ^x 1 = 2292,152 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = = = 12153,507 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

L_h = 7260159,498 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n₂ = 27,9 об/мин - частота вращения вала.

Подшипники

Валы	Подшипники
	1-я опора			2-я опора
	Наименование	d, мм	D, мм	Наименование	d, мм	D, мм
1-й вал	подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7306 средней серии	30	72	подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7306 средней серии	30	72
2-й вал	шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 309средней серии	45	100	шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 309средней серии	45	100

2. 12. Уточненный расчёт валов

   2. 12.1 Расчёт 1-го вала

Крутящий момент на валу T_кр. = 10951,507 H^xмм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности _b = 780 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

_-1 = 0,43 ^x _b = 0,43 ^x 780 = 335,4 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

_-1 = 0,58 ^x _-1 = 0,58 ^x 335,4 = 194,532 МПа.

1 - е сечение

Диаметр вала в данном сечении D = 20 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S_ = , где:

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

_v = _m = 0,5 ^x 4,009 МПа,

здесь W_{к нетто} =

1365,996 мм³

где b=8 мм - ширина шпоночного паза; t₁=4 мм - глубина шпоночного паза;

- _t = 0.1 - см. стр. 166[1];

-  = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- k_ = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

- _ = 0,83 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S_ = 21,941.

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для редукторов должна быть 2,5 ^x .

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм, получим М_изг. = 2,5 ^x 2,5 ^x 10464,945 Н^xмм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S_ = , где:

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

_v = 23,432 МПа,

здесь

W_нетто =

580,598 мм³,

где b=8 мм - ширина шпоночного паза; t₁=4 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

_m = 0 МПа, где

F_a = 0 МПа - продольная сила в сечении,

- _ = 0,2 - см. стр. 164[1];

-  = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- k_ = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

- _ = 0,92 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S_ = 7,096.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = = 6,752

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

3 - е сечение

Червячный вал порверять на прочность не следует, так как размеры его поперечных сечений, принятые при конструировании после расчёта геометрических характеристик (d₁=80мм, d_a1=88мм, d_f1=70,4мм), значительно превосходят те, которые могли бы быть получены расчётом на кручение.

Проверим стрелу прогиба червяка (расчёт на жёсткость).

Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка:

J_пр =

1394158,918 мм⁴

(формула известна из курса 'Сопротивления материалов' и 'Детали машин')

Стрела прогиба:

f =

0,0012 мм,

где l = 260 мм - расстояние между опорами червяка; F_x=273,788H, F_y=907,518H - силы, действующие на червяк; E=2,1 ^x 10⁵ Н^xмм².

Допускаемый прогиб:

[f] = (0,005...0,01) ^x m = 0,02...0,04 мм.

Таким образом, жёсткость червяка обеспечена, так как

f  [f]

1. 12.2 Расчёт 2-го вала

Крутящий момент на валу T_кр. = 249338,467 H^xмм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности _b = 780 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

_-1 = 0,43 ^x _b = 0,43 ^x 780 = 335,4 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

_-1 = 0,58 ^x _-1 = 0,58 ^x 335,4 = 194,532 МПа.

2 - е сечение

Диаметр вала в данном сечении D = 50 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 14 мм, глубина шпоночной канавки t₁ = 5,5 мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

S_ =

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

_v = 9,768 МПа,

здесь

W_нетто =

10747,054 мм³,

где b=14 мм - ширина шпоночного паза; t₁=5,5 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

_m = 0,139 МПа, F_a = 273,788 МПа - продольная сила,

- _ = 0,2 - см. стр. 164[1];

-  = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- k_ = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

- _ = 0,85 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда: S_ = 15,708.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S = где:

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

_v = _m = 5,416 МПа,

здесь

W_{к нетто} =

23018,9 мм³,

где b=14 мм - ширина шпоночного паза; t₁=5,5 мм - глубина шпоночного паза;

- _t = 0.1 - см. стр. 166[1];

-  = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- k_ = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

- _ = 0,73 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

S_ = 14,363.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = = 10,6

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

4 - е сечение

Диаметр вала в данном сечении D = 40 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

S_ = , где:

Характеристики

Список файлов курсовой работы