dunaev_lelikova (819766), страница 35
Текст из файла (страница 35)
Тогда Я =о р/о Амплитуду напряжений цикла в опасном сечении вычисляют ' по формулам: о,= о„= 10 М/ 5', т, = т„/2 = 10 М„/(26'„), где М = М~ + М~~ — результирующий изгибающий момент, Н м; ̄— крутящий момент (М„= Т), Н м; 6' и 1т'„— моменты сопротив- ления сечения вала при изгибе и кручении, мм . з Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении о,р=о1/К.о, т,о=т,/Ко, где о ~ и т, — пределы выносливости гладких образцов при сим- метричном цикле изгиба и кручения (табл. 12.8): К р и К,р — коэф- фициенты снижения предела выносливости.
Значения К,о и К,р вычисляют по зависимостям К о = (К / Кл + 1/ Кг — 1) / Кр ', Ко (К1/Кт+ 1/Кет 1)/Кю где К, и К, — эффективные коэффициенты концентрации напряжений; Кл, и Кл, — коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения (табл. 12.13); Кр, и Ке, — коэффициенты влияния качества поверхности (табл. 12.14); Кг — коэффициент влияния поверхностного упрочнения (табл. 12.15). 280 12.13. Значения коэффициентов Кд, и Ка 12.14. Значения коэффициентов Кр, н К„, 12.15.
Значения коэффициента К~ 281 Значения коэффициентов К и К, берут из таблиц: для ступенчатого перехода с галтелью (рис. 12.20, а — в) — табл. 12.16; для итоночного паза — табл. 12.17; для и/лииевых и резьбовых участков валов — табл. 12.18. Для оценки концентрации напряжений в местах установки на валу деталей с натягом используют отношения К,/Кг, и К, /К„„(табл. ! 2.19). а) Рис.
12.20 При действии в расчетном сечении нескольких источников концентрации напряжений учитывают наиболее опасный из них (с наибольшим значением К,а или Кю). Коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала Ч/со =Ч'~/Кто где ~у, — коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений (табл. ! 2.8). 12.16. Значения коэффициентов К, и К, для ступенчатого перехода с галтелью К, при о„Н/мм' К, при о„Н/ммз //««/Ы 500 700 1200 500 900 700 900 1200 1,55 1,6 1,8 1,9 1,8 1,75 1,95 1,9 0,01 3 0,02 0,03 2,0 2,1 2,1 2,1 2,2 2,25 2,2 2,4 2,45 1,55 1,6 1,65 1,9 1,95 1,95 1,6 1,7 1,75 1,75 1,85 1,9 1,65 1,75 1,75 0,01 0,02 2,1 2,15 2,25 2,3 2,35 2,45 2,5 2,65 2,2 2,1 2,3 2,15 2,4 2,25 2,6 2,5 282 0,01 0,02 0,03 0,05 1,65 2,0 2,05 2,0 1,7 2,1 5 2,25 2,2 1,4 1,55 1,55 1,6 1,4 1,6 1,6 1,6 1,45 1,65 1,65 1,65 1,45 1,7 1,7 1,75 12.17.
Значения коэффициентов К, н К, для шпопочного паза 12.18. Значения коэффициентов К, и К„для шлицевых н резьбовых участков валов 12.19. Значения отношений К,/Кк, и К,/Кн в местах установки на валу деталей с натягом Примечание. При установке с натягом колец подшипников табличное значение следует умножить иа 0,9. 283 1+(г//ггг) 1+(48/175) 3 =146 1 (г/ / г/г ) 1 (48 /175) Ь= рН!О'(С,/Е, +Сг/Е ) = =439 48 1О [0,7/(2,1 10')ь1,46/(2,1.10')]= 216 мкм. Поправка на обмятие микронеровностей. В соответствии с табл. 16.2 принимаем Яа, = 0,8 мкм, Маг = 1,6 мкм. Тогда поправка и = 5,5(Яа~ + Яаг) = 5,5(0,8 + 1,6) = 13,2 мкм.
Поправку на температурную деформацию в местах установки зубчатых колес не подсчитывают, принимая Ь, = О. Минимальный необходимый натяг [/т],„= Ь + и + Ь, = 21,6 + 13,2 + 0 = 34,8 мкм. Максимальный допустимый натяг. Максимально допустимое давление определяют по менее прочной детали: для сплошного вала (4 = 0): [р] „, =от~ = 650 Н/мм'; для колеса: [р], = 0,5атг [1 — (г//г/г)~] = 0 5 640 [1 — (48/175) ] = 295 Нlммг. Следовательно, [р] „= 295 Нlмм', и максимально допустимая деформация деталей [Ь] = [р] Ь/р = 295 21,6/43,9 = 145 мкм. Максимально допустимый натяг [/т], = [Ь],„+ и = 145 +13,2 = 158,2 мкм. Выбор посадки.
По табл. 5.5 находим, что посадка Н7/гб, для которой Ф „= 35 мкм и Ф = 64 мкм, удовлетворяет условиям (5.1): 35 > 34,8 мкм; 64 < 158,2 мкм. Температура нагрева колеса. Для диаметра а! = 48 мм зазор 2,в = 10 мкм. Коэффициент линейного расширения для стали ср = =!2. 10 !/'С: / = 20' р (Л/,„-р У,в) / (с/ 1О' а) = =20'+(64-р10)/(48 1О' !2 10 )=1485'С, что является допустимым (148,5 < 230 'С). Расчет рипоночных соединений. Для передачи вращающего момента Т= 216 10' Н мм с вала на звездочку применим шпоночное соединение. Найдем диаметр в среднем сечении конического участка длиной / = 54 мм: Ар = а' — 0,051= 36 — 0,05 54 = 33,3 мм.
Шпонка призматическая ( см. табл. 12.5): Ь = 6 мм, Ь = 6 мм, б = = 3,5 мм. Длина шпонки 1 = 45 мм, рабочая длина 1р = 1 — Ь = 45 — 6 = = 39 мм. Расчетные напряжения смятия 2Т 2.216 10' с/ (Ь вЂ” 1,)1 33,3(6 — 3,5)39 что меньше 1о1,„= 140 Н/мм для стальной ступицы звездочки. Рассчитаем шпоночное соединение для передачи вращающего момента Т= 44,5 1О' Н мм с полумуфты на входной вал редуктора (см. рис.
3.11), средний диаметр которого 4р = 25 — 0,05 40 = 23 мм. Шпонка призматическая (см. табл. 125): Ь = 5 мм, Ь = 5 мм, О = 3 мм. Длина шпонки 1= 32 мм, рабочая длина 1р = 32 — 5 = 27 мм. Расчетные напряжения смятия 2 44,5.10' о,„= ' =71,7 Н/мм, 23(5 — 3)27 что меньше [о1,„= 90 Нlмм' для чугунной ступицы полумуфты. Определение реакций опор. Расчетные схемы для определения реакций опор валов редуктора приведены на рис. 13.1.
Силы здесь изображены как сосредоточенные, приложенные в серединах ступиц. Линейные размеры (мм) в предположении установки валов на шариковых радиальных однорядных подшипниках легкой серии (206 и 208 соответственно) берут по компоновочной схеме 286 Би Рис, 13.1 Предположим, что входной вал редуктора соединяют с валом электродвигателя упругой втулочно-пальцевой муфтой. Тогда (см. с. 351) В'„= 50~ГТ = 50з/44,5 = 333 Н.
Здесь Т вЂ” вращающий момент на валу, Н м. Направление Г„ заранее не известно и на расчетной схеме показано условно (рис. 13.1, 6). Входной вал. Реакции от сил в зацеплении: в .к и РОЙ Ф! Вав)2 Я = Р;1, Л = 2472 34/68 =1236 Н; — В,(1 — 1,)+Я~1, =0; ЕМ„= 0; ХМ =0; (см, рис. 3.11): 1~ = 34' )з = 68; 1з = 58; 14 = 35; 1э = 70;!я = 72; 4 = — 35,255; Из = 174,745.
Силы в зацеплении: Г, = 2472 Н, Г„= 920 Н, р; = 520 Н. Сила г"„= 2972 Н, действующая со стороны цепной передачи, разложена на составляющие в соответствии с углом а = 30' наклона линии центров звездочек к горизонту: Г =Г„з(па= 2972 з(п30'= 1486 Н; Р;„= Р„сова = 2972 соз30' = 2574 Н. ((Ав =Р(( ()(( =2472(68 34)(68=1236 Н. Проверка: ЕУ = (1 — г, + (гав =1236-2464+1236 = Π— реакции найдены правильно; — в плоскости Х02 ЕМ„= 0; ((ь. =(л (, +Гс(,(2)Лз =(920 34+520 35 255(2)(68=5948 Н; Ям (з — Е, ((з — (, ) е Е„с(, ( 2 = 0; Адг — — [Е, ((з -(, ) — Е„а', (2]((з = = [920(68 — 34) — 520 35,255(2](68 = 325 2 Н Проверка: ЕХ= — (( +Г, — ((вг = — 325,2+920 — 594,8=0- реакции найдены правильно.
Суммарные реакции опор от сил в зацеплении: ((л = (( в ' (( з = 1236 " 325 2 = 1278 Н ' (( = ((,'. +(( = !236 +594,8 =!372 Н. Реакции от силы гм (рис. 13.1, б); зМ =0: Км(з + ('Бм(з О Аьм = Рм(з ((з = 333 58(68 = 284 Н; — Р'м((з +(з)+ (~хм(з = О', ((лм = ~м((з +(з)(( =333(68ь58)(68=617 Н' Проверка: — Ем + ((~м — (гам = — ЗЗЗ + 617 — 284 = 0 — реакции найдены правильно. Направление вектора силы Ем заранее не известно (оно обусловлено фактическим отклонением от соосности соединяемых валов). Позтому полную реакцию каждой опоры, соответствующую наиболее опасному случаю нагружения, находят арифмети- 288 Я„В=ЯВ+Явм = 1372+284= 1656 Н.
Выходной вал. Реакции в плоскости УОУ: - Ф4+ Ягв/5 - ~',в(/5+/6) = О; 2М =0; Ягв — — (В;/4+ив(/5+/6)1//5 =12472 35+1486(70+72))/70=4250 Н; ЯВВ/5 + Рг (/5 /4) ~цв/6 0 4 Мг — 01 Явв =1 ~~(/5 /4)+рв/61//5 =1 — 2472(70 — 35)+1486 721/70=292 Н, Проверка: ХУ= Явв+В; — Ягв+Г в = 292+ 2472 — 4250+ 1486 = = 0 — реакции найдены правильно. Реакции в плоскости ХОЕ Вг/4 + ц6/2 /2 Ягг/5 + ~цг(/5 + /6) 01 ЕМВ =О; ЯГГ =4 — Ю~/4+ цг/2/24 ~цг(/5+/6)5//5 =[ — 920.
35+ 520 174,745/2+ 2574(70+ 72)1/70 = 5410,6 Н; ЕМ„= 0; ЯВГ/5+Вг(/5 /4)+~ац/2/24 ~цг/6 ЯВГ Ж(5 4)+~ 4/2/2-~-Рт/6 5//5 =1920(70 — 35)4-520 174,745/2+2574 72]/70=3756,6 Н. ПРовеРка: 2.Х = Явг — Г"„— Яп- +Е„г = 3756,6 — 920 — 5410,6 + + 2574 = 0 — реакции найдены правильно. Суммарные реакции опор для расчета подшипников: Яв = Явв+Явг = 292 +3756~6 =3768 Н' Я = ЯГ2в+Я2,= 42502+541062=6880Н, Подбор подшипников для входного вала. Частота вращения вала и = 1440 мин ', 6/ = 30 мм; требуемый ресурс подшипников 289 ческим суммированием результирующих от сил в зацеплении (Як н ЯВ) и реакций от силы Гм (ЯАм и Явм соответственно).
Полные реакции опор для расчета подшипников: Я,д = Яц + ЯАм = 1278 + 617 = 1895 Н; /.'„м = 8500 ч. Схема установки подшипников — враспор. Радиальные реакции опор: Ям = 1895 Н; Яьз = 1656 Н. Вал нагружен осевой силой Р„= 520 Н. Возможны кратковременные перегрузки до 150 '.4 номинальной нагрузки. Условия эксплуатации подшипников — обычные. Ожидаемая температура работы /ял = 45 'С. Расчет ведем в последовательности, изложенной в разд. 6.3. Предварительно принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии 20б. Для этих подшипников из табл.
19.! 8 выписываем: С„=!9500 Н; Св„= 10000 Н. Для радиальных подшипников осевые составляющие Яик = Я,в = = О. Из условия равновесия вала осевые реакции опор: Я,к = 0; Яш = = Г„= 520 Н. Так как Я,л = О, то для опоры А имеем: Х= 1; х'= О. Для опоры Б отношение Я,я / См = 520/10000 = 0,052. Из табл. 6,! выписываем: Х= 0,56; Г= 1,75; е = 0,25. Отношение Я,я / ( !'Я,я) = 520 / (1 .
1656) = 0,3! 4, что больше е = = 0,25; коэффициент К = 1 — относительно вектора радиальной нагрузки Якз вращается внутреннее кольцо. Тогда для опоры Б: Х = = 0,56 и т'= 1,75. Эквивалентные динамические нагрузки при Кв = 1,4 (см. табл. 6.4 п. 3) н Кт = 1 (/мь < 100 'С, см. табл. 6.5) в опорах А и Б соответственно: Явл = )гХЯ„КвКт = 1 . 1 1895 1,4 1 = 2653 Н; Явь=()ХЯ+ УЯ)КяКт=(1 0 56 !656+1,75 520) 1,4 1 =2572 Н Для более нагруженной опоры А расчетный ресурс при ам = = 0,7 (обычные условия применения, см. с. 142), р = 3 (шариковый подшипник) Это меньше требуемого ресурса Е'мм = 8500 ч, поэтому подшипник 206 непригоден.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
