Привод цепного конвейера

Принимаем ?_ш = 125 мм.

Принимаем шпонку 25 х 14 x 125 ГОСТ 23360-78.

?_стчр - длина ступицы червячного колеса:

?_стчр = ?_ш + (4…10) мм

?_стчр = 125 + 10 = 135 мм

Принимаем ?_стчр = 135 мм

d_стчр - диаметр ступицы:

d_стчр = (1,5…1,55) d_кчр.

d_стчр = (1,5…1,55) 90 = 135…139,5 мм

Принимаем d_стчр = 140 мм

В_вн = (D₂)₁

Принимаем В_вн = 165 мм

?_пр - высота прилива на корпусе для гнезда подшипника:

?_пр = К_i + д ?(h₂ ) + (Т)₂ мм,

где К_i - рекомендуемое расстояние от поверхности прилива до поверхности корпуса редуктора. Подбирается в зависимости от диаметра болта.

d₂ cм. ниже.

д = 12 мм - толщина стенки корпуса.

К_i = 39;

?_пр = 39 + 12 = 51 мм ? 36,5 мм

Принимаем ?_пр = 51 мм

(h)₂ = 8 - высота выступа крышки подшипника (см. ниже).

(Т) ₂ = 28,5 - смотри параметры подшипника.

?_Б2 =;

Принимаем ?_Б2 = 29,5 мм

Посадки применяемые при установке выходного вала:

- посадка внутреннего кольца на вал - Ф 90 к6 (для d_n2 = 80 мм)

- посадка наружного кольца в отверстии корпуса - Ф 160 Н7 (для D = 140 мм)

- посадка червячного колеса на вал - Ф 90 (для d_кчр = 90 мм)

- посадка шпонки в паз вала - ( для в = 20 мм)

- посадка шпонки в паз ступицы червячного колеса - .

5.4 Крышки подшипниковых узлов

1 - крышка торцовая с отверстием для манжетного уплотнения (смотри 2, том 2, стр. 68..74). Крышка поз.1 для входного вала подбирается по наружному диаметру подшипника правой опоры (Д)₁

D = 100 мм; D₃ = 90 мм; D₅ = 41 мм;

D₆ = 60 мм; d(d₄) = M10 x 11 мм; H = 23 мм;

h = 8 мм; l = 3 мм; B = 20 мм;

n = 6; в₁ = 11 мм; с = 1,6 мм.

Примечание : (D₁ )₁ = 140 мм и (D₂)₁.= 165 мм. - см в разделе 5,2.

2 - крышка торцовая глухая (смотри 2, том 2, стр. 66, 67). Крышки позизиции.2 подбираются по наружному диаметру подшипника левой опоры (D)₁.

D = 100 мм; D₃ = 90 мм; d(d₄) = M10 x 11 мм;

H = 23 мм; h = 8 мм; l₁ = 16 мм;

n = 6.

Примечание : (D₁ )₁ = 140 мм и (D₂)₁.= 165 мм.

3 - крышка торцовая с канавкой для уплотнительного кольца (сальника) (смотри 2, том 2, стр. 75 … 86).

D = 140 мм; D₁ = 160 мм; D₂ = 185 мм;

D₃ = 125 мм; D₄ = 81,5 мм; D₅ = 99 мм;

d(d₄) = M10 x 11 мм; H = 23 мм; h = 8 мм;

l = 10 мм; l₁ = 19,5 мм ; B = 13 мм;

n = 6; а = 6 мм.

4 - крышка торцовая глухая (смотри 2, том 2, стр. 66, 67).

D = 140 мм; D₁ = 160 мм; D₂ = 185 мм;

D₃ = 125 мм; d(d₄) = M10 x 11 мм; H₁ = 23 мм;

h = 8 мм; l₁ = 16 мм ; n = 6.

5.5 Конструктивные элементы корпуса

Рассматриваются на базе корпуса из чугуна СЧ15 ГОСТ 1412-85 (смотри 3, рис. 10.18, стр. 240…242).

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора:

д = 0,04 ? a_wчр + 2 = 0.04 * 250 + 2 = 12 мм

д₁ = 0,032 ? a_wчр + 2 = 0.032 * 250 + 2 = 10 мм

Примечание: д = д₁ ? 8 мм

Принимаем д = д₁ = 12 мм

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

в = 1,5 · д

в = 1,5 · 12 = 18 мм

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

в₁ = 1,5 · д₁

в₁ = 1,5 · 12= 18 мм

Толщина нижнего пояса (основания) корпуса при наличии бобышек под фундаментные болты:

р₁ = 1,5 · д

р₂ = (2,25…2,75) · д.

р₁ = 1,5 · 12 = 18 мм

р₂ = (2,25…2,75) · 12 = 27… 33 мм

Принимаем р₂ = 30 мм

Толщина ребер корпуса и крышки корпуса:

т = (0,85…1) · д

т₁ = (0,85…1) · д₁.

т = (0,85…1) · 12 = 10.2…12 мм

т₁ = (0,85…1) · 12 = 10.2…12 мм

Принимаем т = т₁ = 12 мм

Диаметр фундаментных болтов (n ? 4):

d₁ = (0,03…0,036) · a_wчр + 12;

d₁ = (0,03…0,036) · 250 + 12. = 19.5…21 мм

Принимаем d₁ = М20 мм. Для М20: K₁ = 48 мм , С₁ = 25 мм.

Примечание: диаметр отверстия в основании корпуса должен быть на 2…3 мм больше диаметра фундаментного болта.

Диаметр болтов:

- у подшипников

d₂ = (0,7…0,75) · d1

d₂ = (0,7…0,75) · 20 = 14…15 мм

Принимаем d₂ = М16 мм. Для М16: K₂ = 39 мм , С₂ = 21 мм.

- в соединении фланцев корпуса и крышки

d₃ = (0,5…0,6) · d₁.

d₃ = (0,5…0,6) · 20 = 10…12 мм.

Принимаем d₃ = М12 мм. Для М12: K₃ = 33 мм , С₃ = 18 мм.

Высота бобышки h_б под болт d₂ выбирается конструктивно так, чтобы на поверхности бобышки образовалась опорная площадка под головку болта и гайку.

Размеры, определяющие положение болтов d₂:

e ? (1…1,2)d₂; q ? 0,5d₂ + d₄ ,

где d₄ - диаметр болта крепления крышки подшипника.

e ? (1…1,2) · d₂

e ? (1…1,2) · 16 = 16…19,2 мм

Принимаем e = 18 мм

q ? 0,5 · d₂ + d₄

q = 0,5 · 16 + 10 = 18 мм

Принимаем q = 18 мм

Диаметр гнезда под подшипник:

D_к2 = D₂ + (0…4) мм ,

где D₂ - диаметр фланца крышки подшипника.

D_к1 = (D₂)₁ =165 мм.

D_к2 = (D₂)₂ = 185 мм

Размеры распорных втулок, применяемых в конструкции валов редуктора определяются из условия обеспечения необходимых зазоров между вращающимися и неподвижными элементами редуктора.

Радиус сопряжений переходных поверхностей корпуса R = 5…12 мм.

Принимаем R = 10 мм.

Построение бобышки под болт d₂.

D-диаметр головки болта d₂; D = 26,2 мм

D_б - диаметр площадки под головку болта d₂:

D_б = D + (4…6), мм.

D_б = 26,2 + 5 = 31,2 мм.

L_б- расстояние от оси крышки до оси болта d₂:

,

где (D₁)₂ и (D₂)₂ -параметры крышки

(D₁)₂ =160 мм; ,

где n- число болтов d₄.

h_б- высота бобышки:

, мм.

мм.

Принимаем h_б = 59 мм.

6. Определение сил, нагружающих подшипники входного вала

Подшипники качения для опор входного вала - см. раздел 5.2.

Подшипник 7310 ГОСТ 27365-87 и 310 ГОСТ 8338-75.

Требуемый ресурс при вероятности безотказной работы 90%: L_h = 7665ч, (см. раздел 2.2 расчета).

Вал выполнен совместно с червяком из стали 40Х, подвергается термообработке: улучшение и закалка ТВЧ до твердости 269…302 НВ в сердцевине и 45…50 HRC на поверхности витков; механическая обработка: шлифование и полирование витков червяка.

Диаметр червяка:

делительный d₁ =100 мм

диаметр впадин d_f1 = 70 мм.

окружная сила F_t1 = 3147 H (смотри раздел 3.8 расчета)

осевая сила F_a1 = 11164 H (смотри раздел 3.8 расчета)

радиальная сила F_r = 4189 H (смотри раздел 3.8 расчета).

Типовой режим нагружения - II (средний равновероятный), возможны кратковременные перегрузки до 150% номинальной нагрузки. Условия эксплуатации подшипников - обычные. Ожидаемая рабочая температура t_раб < 100?C.

На законцовке входного вала установлен ведомый шкиф клиноременной передачи.

6.1 Радиальные реакции опор от сил в зацеплении

Рис. 3

По конструктивной схеме №3 определяются: плечи сил для расчетной схемы входного вала.

- для правой опоры (2) принимаем, что опорная реакция расположена на плоскости соприкосновения роликоподшипников;

- для левой опоры (1) опорная реакция проходит по оси симметрии шарикоподшипника.

= 200,5 мм

,

где - параметр шарикоподшипника (смотри раздел 5.2);

= 386 мм.

Равновесие сил и моментов в вертикальной плоскости (Y0Z):

.

= 566,994 Н

.

= 3622,006 Н

Примечание: если R_1B получится с отрицательным знаком, то это значит, что действительное направление вектора R_1B противоположно предварительно заданному.

Проверка: ?Y = R_1B - F_r + R_2B = 0.

3622,006 - 4189 + 566,994 = 0.

0 = 0

Равновесие сил и моментов в горизонтальной плоскости (X0Z):

.

= 1512,35 Н

.

= 1634,65 Н

Проверка: ?X = - R_1Г + F_t1 - R_2Г = 0

- 1634,65 + 3147 - 1512,35 = 0

0 = 0.

6.2 Радиальные реакции опор от действия силы F_к на консольной законцовке вала

Рис. 4

Плечо радиальной консольной силы рассчитывается как расстояние от опоры 2 до середины консоли вала.

, мм,

где =23 мм- параметры крышки подшипника поз.1;

= 110 мм - параметр законцовки вала

= 126 мм

Принимаем l₂ = 126 мм.

Реакции опор

= 2846,508 Н



= 700,508 Н

Проверка:

0 = 0

6.3 Реакции опор для расчета подшипников

Принимаем направление вектора F_к противоположным направлению вектора F_t1 .

Тогда суммарные реакции опор:

F_{r1 max} = ;

F_{r2 max} = ;

F_{r1 max} = = 4309,512 Н

F_{r2 max} = = 1449,64 Н

Внешняя осевая сила, действующая на вал, F_{A max} = F_a= 11164 Н

Для типового режима нагружения II коэффициент эквивалентности К_Е = 0,63 (см.1, стр. 118) эквивалентные нагрузки:

F_r1 = K_E ?F_{r1 max}

F_r2 = K_E ?F_{r2 max}

F_A = K_E ?F_{A max}

F_r1 = 0,63 ? 4309,512 = 2715 Н

F_r2 = 0,63 ? 1449,64 = 913,3 Н

F_A = 0,63 ? 11164 = 7033,32 Н

Подшипник правой опоры (2).

В соответствии с разработанной конструктивной схемой редуктора (схема №3) фиксирующей опорой вала червяка является опора 2, в которой установлено два симметрично расположенных конических роликоподшипника. Так как при сборке узла подшипники специально не подбирают и не подгоняют, а при необходимости они могут быть заменены независимо друг от друга, то можно предположить, что только один подшипник из двух будет воспринимать всю нагрузку, приходящуюся на опору.

Таким образом, F_a1 = 0; F_a2 = F_A = 7033,32 Н

Для расчета эквивалентной динамической нагрузки Р_r2 используются параметры роликоподшипника из раздела 5.2:

С_rсум = 1731144 Н; е = 0,35; Y =1,7 .

Для определения коэффициента Х рассчитывается соотношение

,

где V - коэффициент вращения кольца:

V = 1 - при вращении внутреннего кольца подшипника

Если > е, то Х = 0,4, Y =1,7 , если < е, то принимается Х = 1, Y = 0.

= 7,7 > 0,35

Р_r2 = (V ?X ?F_r2 + Y ?F_a2) ?K_Б ?К_Т, Н ,

где K_Б = 1,4 - коэффициент динамичности нагрузки: (смотри 1, табл. 7.6, стр. 118)

К_Т = 1 - температурный коэффициент: при tраб < 100?C (смотри 1, стр. 117).

Р_r2 = (1 ? 0,4 ? 913,3 + 1,7 ? 7033,32) ? 1,4 ? 1 = 17250,75 Н

Подшипник левой опоры (1).

Для левой опоры применен радиальный однорядный шарикоподшипник с параметрами:

С_r = 52,7 кН .

Так как подшипник не воспринимает осевую нагрузку, то коэффициент осевого нагружения е = 0. В этом случае Х = 1; Y = 0. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

Р_r1 = (V ? X ? F_r1) ? K_Б ? К_Т,

при этом V = 1; К_Б = 1,4; К_Т = 1 (смотри выше).

Р_r1 = (1 ? 1 ? 2715) ? 1,4 ? 1 = 3801 Н

6.4 Расчетный скорректированный ресурс

, час,

где - коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от надежности:

= 1 - при вероятности безотказной работы 90% (смотри 1, табл. 7.7, стр. 119)

коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств подшипника (см.1, стр. 119):

= 0,6…0,7 - для конических роликоподшипников

Принимаем = 0,65.

= 0,7…0,8 - для шарикоподшипников

Принимаем = 0,75.

= 173114 Н - динамическая грузоподъемность подшипника, (смотри раздел 5.2);

n₁ = 720 об/мин - частота вращения входного вала (смотри раздел 1.3 ).

к - показатель степени:

к = 3 - для шарикоподшипников;

к = 10/3 - для роликоподшипников;

= 7665 ч - заданный ресурс работы привода (смотри раздел 2.2 расчета).

= 32797.7 ч.

3279.7 ч > 7665 ч

= 46271.7 ч

46271.7 ч > 7665 ч

6.5 Проверка выполнения условия Р_{r max} ? 0,5 C_r

С этой целью для подшипников обеих опор используется эквивалентная динамическая радиальная нагрузка при наибольших значениях Х заданных сил переменного режима нагружения:

Р_rmax = (V ?X ?F_rmax + Y ?F_Amax) ?K_Б?К_Т

Р_rmax2 = (1 ? 0.4 ? 1449.64 + 1,7 ? 11164) ? 1,4 ? 1 = 27382

27382 < (0,5 ? 101000) = 50500 Н

Р_rmax1 = (1 ? 1 ? 4309.512) ? 1,4? 1 = 6033.32

6033.32 < (0,5 ? 52700) = 26350 Н

Оба условия выполняются предварительно выбранный подшипник считается пригодным.

привод зубчатый редуктор прочность

7. Определение сил нагружающих подшипники выходного вала

Подшипника качения для опор выходного вала:

«Подшипник 7216 А ГОСТ 27365-87»

Требуемый ресурс, режим нагружения, условия эксплуатации подшипников аналогичны входному валу. Силы в зубчатом зацеплении при передаче максимального момента:

окружная сила на колесе F_t2 = 11164 Н

радиальная сила F_rчр = 3147 Н

осевая сила на колесе F_a2 = 4189 Н

Делительный диаметр червячного колеса d_2чр = 400 мм (смотри раздел 2.9 расчета).

Вращающий момент от червячного колеса передается выходному валу с помощью шпоночного соединения. Диаметр вала под червячным колесом d_кчр = 90 мм (смотри раздел 5.3).

Материал вала - сталь 40Х, термообработка - улучшение, Н =269…302 НВ.

На законцовке выходного вала устанавливается шестерня зубчатой цилиндрической передачи. Силы в зацеплении:

окружная сила на колесе F_tзб = 27910 Н

радиальная сила F_rзб = 6361 Н

осевая сила на колесе F_aзб = 10420 Н

Делительный диаметр шестерни d_1зб = 160 мм (смотри раздел 2.9).

Вращающий момент от выходного вала к шестерни передается с помощью шпоночного соединения. Диаметр вала под шестерней d_кон2 = 75 мм (смотри раздел 5.3).

7.1 Радиальные реакции опор от сил в зацеплении червячной и зубчатой передач

Рис. 6

Размеры плеч для расчетной схемы:

, мм,

где = 165 мм - (смотри раздел 5.3 расчета)

= 51 мм - (смотри раздел 5.3)

Т = 28,5 мм; d = 80 мм; D = 140 мм; е = 0,43

, мм,

где = 30,017 мм

Принимаем а = 30 мм

= 95,5 мм

Опоры 1 и 2 расположены симметрично относительно точки приложения сил в червячном зацеплении:

, мм; мм.

Принимаем l = 191 мм. l₁ = 95.5 мм.

Плечо сил в зубчатом зацеплении на консоли вала:

мм

а = 30 мм - см. выше;

H = 23 мм - параметр крышки поз 3 ( см. раздел 5.4);

= 140 мм - параметр законцовки вала ( см. раздел 5.3).

мм.

Принимаем l₂ = 133 мм.

Равновесие сил и моментов в вертикальной плоскости (Y0Z):

= 46143,92408 Н

= - 14044,92408 Н

Проверка: -R_1в + F_rчр - R_2в + F_tзб = 0.

14044,92408 + 4189 - 46143,92408 + 27910 = 0.

0 = 0

Равновесие сил и моментов в горизонтальной плоскости (X0Z):



= 25922,10471 Н

= - 4338,104712 Н

Проверка:

R_1Г - F_t2 +R_2Г - F_rзб = 0.

-4338,10471 - 11164 + 25922,10471 - 10420 = 0.

0 = 0

Суммарные реакции опор:

R₁ = R₂ =

R₁ = 14699,62737 Н;

R₂ = 52926,52683 Н.

7.2 Реакции опор для расчета подшипников

F_{r1 max} = R₁ = 14699,6 Н

F_{r2 max} = R₂ = 52926,5 Н

F_{A max} = F_азб - F_а = 6361 - 3147 = 3214 Н;

Коэффициент эквивалентности К_Е = 0,63 (смотри раздел 6.3).

Эквивалентные нагрузки:

F_r1 = K_E ? F_{r1 max} = 0,63 ? 14699,6 = 8219,2 Н

F_r2 = K_E ? F_{r2 max}= 0,63 ? 52926,5 = 33434,7 Н

F_A = K_E ? F_{A max}= 0,63 ? 3214 = 2024,82 Н

Минимально необходимые для нормальной работы радиально-упорных подшипников осевые силы:

F_a1min = 0.83 ? e ? F_r1 ;

F_a2min = 0.83 ? e ? F_r2 ;

e = 0,43

F_a1min = 3305,1 Н;

F_a2min = 11900,4 Н.

Находим осевые силы нагружающие подшипник:

Так как F_a1min < F_a2min

3265,5 < 12659,7 то

при F_A < F_a2min - F_a1min ;

Принимаем F_a2 = F_a2min = 11900,4 Н;

Принимаем F_a1 = F_a2 - F_A = 9875,6 Н.

В соответствии с конструктивной схемой №3, подшипник правой опоры (2) является наиболее нагруженным.

Для расчета эквивалентной динамической радиальной нагрузки P_r2 используются параметры роликоподшипника:

Сr = 140 кH; е = 0,43; Y = 1,4.

Для определения коэффициента Х рассчитывается отношение

,

где V = 1 (вращается внутреннее кольцо).

= 0,357

Так как 0,357 < 0,43, то принимаем Х = 1, Y = 1,4.

P_r2 = (V ?X ?F_r2 + Y ?F_a2) ?K_Б ?K_T,

где К_Б = 1,4; К_Т = 1 (смотри раздел 6.3).

P_r2 = (1 ? 1 ? 33343,7 + 0) ?1,4 ?1 = 46681,18 Н

Принимаем P_r2 = 46681,18 Н.

7.3 Расчетный скорректированный ресурс

,

где a₁ = 1,

a₂₃ = 0.65,

L_h = 7665 ч,

n₂ = 45 об/мин - частота вращения выходного вала (см. раздел 1.3 расчета).

= 9364,9 ч.

L_10ah > L_h , 9364,9 ч > 7665 ч.

7.4 Проверка выполнения условия P_{r max} = ? 0.5 C_r

P_{r max} = (V ? X ? F_{r max} + Y ? F_{A max}) ? К_Б ? К_Т

P_{r max} = (1 ? 1 ? 52926.5 + 0) ? 1.32 = 69863 Н

Изменим коэффициент динамичности нагрузки К_Б.

Примем К_Б = 1,32 (диапазон 1,3 … 1,5 ).

69863 Н < 70000 Н

9364,9 ч > 7665 ч.

Оба условия выполняются предварительно выбранный подшипник считается пригодным.

8. Расчёт валов на прочность

8.1 Входной вал

Рис. 7

М_к =Т₂ = 211,44 Н · м - вращающий момент на входном валу (смотри раздел 1.3 расчёта)

Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и конструкции узла следует, что опасным являются сечения:

I - I - диаметр впадин червяка: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментом, осевой силой; концентратор напряжений - переходы от поверхности витков червяка к диаметру впадин;

II - II - место установки на вал подшипника в опоре 2: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментом, осевой силой; концентратор напряжений - посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал.

8.1.1 Определение силовых факторов

Сечение I - I .

Изгибающие моменты:

- в горизонтальной плоскости (XOZ)

М_1Г = (R_1Г + R_1К ) ? (? - ?₁ ) · 10 ^-3;

М_1Г = (1634,65 + 700,508) ? (386 - 200,5) ? 10 ^-3 = 433,17 Н · м

- в вертикальной плоскости (YOZ) справа от сечения

М_{1В пр} = R_1В ? (? - ?₁ ) ? 10 ^-3;

М_{1В пр} = 3622,006 ? (386 - 200,5) ? 10 ^-3 = 671,88 Н · м

- в вертикальной плоскости (YOZ) слева от сечения

М_{1В лев} = R_1В ? ?₁ ? 10 ^-3;

М_{1В лев} = 566,994 ? 386 ? 10 ^-3 = 218,86 Н · м

Суммарный изгибающий момент

 Н · м;

= 832,92 Н · м

Крутящий момент М_К1 = М_К = Т₂ = 176,201 Н · м.

Осевая сила F_a1 = F_a, = 11164 Н

Сечение II - II.

Изгибающий момент

Н · м

= 270,396 Н

Крутящий момент М_К2 = М_К = 176,201 Н · м

Осевая сила F_a2 = F_a,= 11164 Н.

8.1.2 Геометрические характеристики опасных сечений вала

Сечение I - I.

Сечение II - II.

8.1.3 Расчёт вала на статическую прочность

Сечение I - I.

Напряжения изгиба с растяжением (сжатием) у₁ и напряжения кручения ф₁

МПа,

где - коэффициент перегрузки (смотри раздел 1.1. ).

= 77,25 МПа,

МПа.

= 7,59 МПа

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

,

где и - пределы текучести по нормальным и касательным напряжениям (смотри 1, табл. 10.2, стр. 185 для стали 40х и у_в = 900 МПа).

Принимаем = 750 МПа и = 450 МПа

= 9,71

= 59,29

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

9,59 > 2,0

Сечение II - II.

Напряжение изгиба с растяжением (сжатием) у2 и напряжения кручения ф₂:

МПа

МПа

= 108 МПа

= 28,6 МПа

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

= 6,94

= 15,73

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

6,35 > 2,0.

8.1.4 Расчёт вала на сопротивление усталости

Сечение I - I.

Определяются амплитуда напряжений и среднее напряжение цикла:



= 23,74

= 1,308

= 1,308;

Витки червяка представляют собой винтовую поверхность, поэтому концентраторы напряжений - переходы по диаметру впадин. По табл. 10.12 (смотри 1, стр. 192), для у₁ = 900 МПа.

К_у = 2,45 - для резьбы;

К_ф = 2,1 - для резьбы.

По табл. 10.7 (смотри 1, стр 191) для диаметра d_f1 = 70 мм, для кручения и изгиба K_dу(K_dф) = 0.65.

К_{f у} и K_{f ф}- коэффициенты, учитывающие влияние качества поверхности. По табл. 10.8 (смотри 1, стр. 191) для и чистового шлифования:

K_{f у} = 0,91…0,86;

K_{f ф} = 0,95…0,92.

Принимаем K_{f у} = 0,885 и K_{f ф} = 0,935;

К_v - коэффициент влияния поверхностного упрочнения:

По табл. 10.9 (1, стр. 191) при закалке ТВЧ для К_у > 1,8

K_v = 2,4…2,8.

Принимаем K_v = 2,6;

Коэффициенты снижения предела выносливости:

= 1,5

= 1,27

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

,

где и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения (смотри 1, табл. 10.2, стр. 185, для стали 40х, у_в = 900 МПа)

Принимаем = 410 и = 240

= 273,3

= 188,98

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

, где ш = 0,1 (смотри 1, табл. 10.2).

= 0,079

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

= 11,51

= 133,9

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

= 11,47 > 2,0

Сечение II - II.

Амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:

= 30,22

= 4,9

=4,9

Внутреннее кольцо подшипника качения установлено на вал по посадке с натягом, которое является концентратором напряжений.

По таб. 10.13 (1, стр. 192) для у_в = 900 МПа и d_n1 = 45 мм:

Принимаем 4,4 и 2,65 .

Поверхность вала шлифуется под подшипник с R_a = 0,8 мкм. По табл. 10.8(смотри 1, стр. 191) для у_в > 700 МПа:

K_{f у} = 0,91…0,86;

K_{f ф} = 0,95…0,92

Принимаем K_{f у} = 0,885 и K_{f ф} = 0,935.

K_V = 1 - поверхность вала без упрочнения.

Коэффициенты снижения предела выносливости:

.

= 4,53

= 2,72

Пределы выносливости вала в сечении:

= 90,5

= 88,2

= 0,037

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:



= 2,99

= 17,36

Коэффициент запаса прочности:

= 2,95 > 2,0

Вывод: статическая прочность входного вала и сопротивление усталости вала в обоих опасных сечениях обеспечены:

S_T > [S_T] 9,58 и 6,35 > 2,0;

S > [S] 11,47 и 2,95 > 2.0.

8.2 Выходной вал

М_к = Т₃ = 2232.813 Н · м - вращающий момент на выходном валу (смотри раздел 1.3 расчёта)

Опасные сечения:

I - I - место установки на вал червячного колеса с применением шпоночного соединения. Сечение нагружено изгибающим и крутящим моментом, а так же осевой силой. Концентратор напряжений - паз на валу под шпонку.

II - II - место установки на вал подшипника в опоре 2: сечение нагружено изгибающим и крутящим моментом, а так же осевой силой. Концентратор напряжений - посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал.

Рис. 9

8.2.1 Определение силовых факторов

Сечение I - I .

Изгибающие моменты:

- в горизонтальной плоскости (XOZ)

М_1Г = R_1Г ? (? - ?₁ ) · 10 ^-3, Н · м

М_1Г = 4338.104712 ? (191 - 95.5) · 10 ^-3 = 414.289 Н · м

- в вертикальной плоскости (YOZ)

М ⁿ_1В = R_1В ? (? - ?₁ ) · 10 ^-3 · 10 ^-3 Н · м

М ⁿ_1В =14044.92408 ? (191 - 95.5) ·10 ^-3 · 10 ^-3 = 1970.69 Н ·м;

Суммарный изгибающий момент

Н · м.

= 2013,77 Н · м

Крутящий момент М_К1 = М_К = Т₃ = 2232,813 Н · м.

Осевая сила F_a1 = F_a = I F_азб - F_а2 I = 6361 - 3147 = 3214 Н.

Сечение II - II.

Изгибающие моменты:

- в горизонтальной плоскости (XOZ)

М_2Г = R_1Г? ? · 10 ^-3 + F_t2 · ?₁ · 10 ^-3, Н · м;

М_2Г = 4338,104712 · 191 · 10 ^-3 + 11164 · 95,5 · 10 ^-3 = 1894,74 Н · м

- в вертикальной плоскости (YOZ)

М_2В = R_1В?? · 10 ^-3 Н · м

М_2В = 14044 ·191 ·10 ^-3 + 4189 ·95,5 ·10 ^-3 + 3147 ·0,5 ·400 ·10 ^-3 = 3711,85 Н · м

Суммарный изгибающий момент;

Н · м.

= 4167,48 Н · м

Крутящий момент М_К2 = М_К = Т₃ = 2232,813 Н · м.

Осевая сила F_a2 = F_a = I F_азб - F_а2 I = 6361 - 3147 = 3214 Н.

8.2.2 Геометрические характеристики опасных сечений вала

Сечение I - I.

Сечение II - II.



8.2.3 Расчёт вала на статическую прочность

Сечение I - I.

Напряжения изгиба с растяжением (сжатием) у₁ и напряжения кручения ф₁

МПа,

где - коэффициент перегрузки (смотри раздел 1.1. =2,9).

= 83,06 МПа

МПа.

= 45,24 МПа

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

,

где и - пределы текучести по нормальным и касательным напряжениям (смотри 1, табл. 10.2, стр. 185 для стали 40х и у_в = 900 МПа).

Принимаем = 750 МПа и = 450 МПа

= 9,03

= 9,95

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

6,67 > 2,0

Сечение II - II.

Напряжение изгиба с растяжением (сжатием) у2 и напряжения кручения ф₂:

МПа

МПа.

= 242,29 МПа

= 64,41 МПа

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

= 3,095

= 6,986

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести:

2,83 > 2,0.

8.2.4 Расчёт вала на сопротивление усталости

Сечение I - I.

Определяются амплитуда напряжений и среднее напряжение цикла:

= 28,14

= 7,799

= 7,799;

По табл. 10.11 (смотри 1, стр. 192), для у₁ = 900 МПа. для шпоночного паза, выполненного концевой фрезой:

К_у = 2,2 и К_ф = 2,05

По табл. 10.7 (смотри 1, стр 191) для диаметра d_кчр = 90 мм для кручения и изгиба

= 0,61

К_{f у} и K_{f ф}- коэффициенты, учитывающие влияние качества поверхности. По табл. 10.8 (смотри 1, стр. 191) для и чистового шлифования:

K_{f у} = 0,91…0,86; K_{f ф} = 0,95…0,92.

Принимаем K_{f у} = 0,885 и K_{f ф} = 0,935.

К_v - коэффициент влияния поверхностного упрочнения:

По табл. 10.9 (1, стр. 191) при закалке ТВЧ для К_у > 1,8

Принимаем K_v = 1 - без упрочнения поверхностного слоя.

Коэффициенты снижения предела выносливости:

= 3,74

= 3,43

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

,

где и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения (смотри 1, табл. 10.2, стр. 185, для стали 40х, у_в = 900 МПа)

Принимаем = 410 и = 240

= 109,63

= 69,97

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

, где ш = 0,1 (смотри 1, табл. 10.2).

= 0,029

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

= 3,896

= 8,72

Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:

= 3,56 > 2,0.

Сечение II - II.

Амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла:

= 82,92

= 11,11

= 11,11

Внутреннее кольцо подшипника качения установлено на вал по посадке с натягом, которое является концентратором напряжений.

По таб. 10.13 (1, стр. 192) для у_в = 900 МПа и d(d_n2) = 80 мм:

Принимаем 4.95 и 3,0 .

Поверхность вала шлифуется под подшипник с R_a = 0,8 мкм. По табл. 10.8(смотри 1, стр. 191)

для у_в > 700 МПа: K_{f у} = 0,91…0,86; K_{f ф} = 0,95…0,92

Принимаем K_{f у} = 0,885 и K_{f ф} = 0,935

Принимаем K_v = 2,6 - выполняется закалка поверхностного слоя вала токами высокой частоты.

Коэффициенты снижения предела выносливости:

= 1,95

= 1,18

Пределы выносливости вала в сечении:

= 210,26

= 203,39

= 0,085

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:



= 2,54

= 16,87

Коэффициент запаса прочности:

= 2,51 > 2,0.

Вывод: статическая прочность входного вала и сопротивление усталости вала в обоих опасных сечениях обеспечены:

S_T > [S_T] 6,67 и 2,83 > 2,0

S > [S] 3,56 и 2,51 > 2,0.

Литература

1. Леонтьев Б.С., П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов "Конструирование узлов и деталей машин". Учебное пособие для студентов ВУЗов, Москва, 2003г.

2. В.И. Анурьев "Справочник конструктора - машиностроителя", в 3х томах. Москва, т. 1 - 1978г, т. 2 - 1982г, т. 3 - 1978г.

3. С.А. Чернавский и др. "Курсовое проектирование деталей машин", Москва, 1988г.

4. Курсовое проектирование по деталям машин “Методические указания и задания к проектам ”. Схема, график нагрузки и исходные данные.

5. Руководство по расчету привода “Курсовой проект по деталям машин”.

Каталог: редукторы и мотор - редукторы.

6. Каталоги электродвигателей.

Размещено на Allbest.ru