4.11 – Эпюры изгибающих моментов обусловленные силами, действующими в плоскости x0y

4.10. Расчёт вала на сопротивление усталости

Этот расчёт проводят, так как практикой установлено, что главной причиной разрушения валов является появление усталостных трещин. Поэтому для полноты расчёта определяют действительные коэффициенты запаса прочности для опасных сечений вала и сравнивают их с допустимыми.

Условие прочности:

где S – действительный коэффициент запаса прочности;

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

где - предел выносливости материала вала при симметричном цикле нагружения, МПа,

- предел прочности материала, МПа;

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе;

- масштабный фактор для нормальных напряжений;

- коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталостную прочность;

- среднее напряжение цикла при изгибе, МПа,

- амплитуда нормальных напряжений, МПа,

- суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н·мм;

- момент сопротивления при изгибе, мм³,

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

где - предел выносливости при кручении, МПа,

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении;

- масштабный фактор для касательных напряжений;

- коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений;

- амплитуда циклов касательных напряжений, МПа;

- среднее значение касательных напряжений, МПа,

Т – вращающий момент вала, Н·мм;

- момент сопротивления при кручении, мм³,

4.11. Расчёт подшипников качения

В основу расчёта подшипников качения положены два критерия: по остаточным деформациям и усталостному выкрашиванию. Расчёт проведём для подшипников качения, установленных на промежуточном валу (рисунок 4.12).

Рисунок 4.12 – Схема действия сил в подшипниках

Действующие силы, Н:

Радиальные -

Осевая -

Определим отношение:

По величине отношения находим параметр осевого нагружения:

Осевые составляющие от радиальных нагрузок, Н:

Суммарные осевые нагрузки на подшипник:

так как , то следует:

Для опоры нагруженной большей осевой силой определить отношение:

Уточним значение параметра осевого нагружения:

Определим отношение для правой, более нагруженной опоры:

где V – коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника.

Так как , то длянаходим значения коэффициентов радиальной и осевой нагрузок:

Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры, Н:

где - коэффициент безопасности;

- температурный коэффициент.

Для опоры нагруженной меньшей осевой силой определить отношение:

Уточним значение параметра осевого нагружения:

Определим отношение для левой, менее нагруженной опоры:

Так как , то длянаходим значения коэффициентов радиальной и осевой нагрузок:

Эквивалентная динамическая нагрузка левой опоры, Н:

для более нагруженной опоры (правой) определим долговечность выбранного подшипника 36208:

Так как рассчитанная (требуемая) долговечность больше базовой, то выбранный подшипник пригоден для данных условий работы.

4.12. Проверка прочности шпоночных соединений

Шкив, зубчатые колёса и муфту насаживают на валы и предохраняют от проворачивания призматическими шпонками, которые представлены на рисунке 4.13. Размеры сечения шпонки выбираются в зависимости от диаметра вала в месте установки.

Ведомый шкив.

Диаметр вала d=32 мм;

Сечение шпонки b=10 мм, h=8 мм;

Глубина паза вала t₁=5 мм, ступицы t₂=3,3 мм.

Шестерня 1.

Диаметр вала d=45 мм;

Сечение шпонки b=14 мм, h=9 мм;

Глубина паза вала t₁=5,5 мм, ступицы t₂=3,8 мм.

Колесо 2.

Диаметр вала d=60 мм;

Сечение шпонки b=18мм, h=11 мм;

Глубина паза вала t₁=7 мм, ступицы t₂=4,4 мм.

Шестерня 2.

Диаметр вала d=60 мм;

Сечение шпонки b=18мм, h=11 мм;

Глубина паза вала t₁=7 мм, ступицы t₂=4,4 мм.

Колесо 4.

Диаметр вала d=75 мм;

Сечение шпонки b=20 мм, h=12 мм;

Глубина паза вала t₁=7,5 мм, ступицы t₂=4,9 мм.

Муфта.

Диаметр вала d=63 мм;

Сечение шпонки b=18 мм, h=11 мм;

Глубина паза вала t₁=7 мм, ступицы t₂=4,4 мм.

Рисунок 4.13 – Призматическая шпонка

Рабочая длина шпонки, мм:

где - длина ступицы зубчатого колеса, шкива или полумуфты, мм;

b – ширина шпонки, мм.

Часть шпонки, выступающую из вала, проверим по напряжения смятия. Рабочее напряжение смятия, МПа:

где – вращающий момент на валу, Н·мм;

Z – число шпонок;

–рабочая длина шпонки, мм;

- диаметр вала, мм;

h – высота шпонки, мм;

- глубина паза вала, мм;

- допускаемое напряжение смятия, МПа.

Из расчёта видно, что в каждом месте постановки будет по одной шпонке.

4.13. Выбор и расчёт фланцевой муфты

Муфты выбирают из стандартов или нормалей машиностроения в зависимости от расчётного вращающего момента и диаметров соединяемых валов.

При работе муфта испытывает колебания нагрузки, обусловленные характером работы приводимой в движение машины. Расчётный вращающий момент, Н·м:

где - коэффициент режима работы привода от электродвигателя;

- момент на приводном валу машины, Н·м.

При выборе муфты должно соблюдаться условие:

где - вращающий момент, передаваемый стандартной муфтой, Н·м.

Пальцы муфты проверяют на изгиб по сечению А-А

Условие прочности пальца на изгиб:

где - расчётный вращающий момент, Н·мм;

- длинна пальца, мм;

- диаметр окружности, на которой расположены центры пальцев, мм;

- число пальцев;

- диаметр пальца, мм;

- допускаемое напряжение на изгиб для пальцев.

Муфта упругая втулочно-пальцевая:

Диаметр вала d=63 мм;

Расчётный момент, =2000 Н·м;

l=140 мм;

Пальцы: d_п=24 мм, l_п=52 мм, Z=10 мм;

Втулки: d_вт=45 мм, l_вт=44 мм.

Резиновая втулка проверяется на смятие:

где l_вт- длинна резиновой втулки, мм;

МПа - допускаемое напряжение на смятие для резины.

4.14. Определение марки масла для зубчатых передач и подшипников

Экономичность и долговечность машины зависят от правильного выбора смазочного материала. Потери на трение снижаются с ростом вязкости смазки, однако повышаются гидромеханические (на перемешивание смазочного материала). Поэтому выбор вязкости масла сводится к определению некоторого относительного её значения на основе опыта изготовления и эксплуатации узлов машин, рекомендаций теории смазывания.

Ориентировочное значение вязкости масла для смазывания зубчатых передач определяется в зависимости от фактора :

где - твёрдость по Виккерсу активных поверхностей зубьев в шестерне;

- рабочее контактное напряжение, МПа;

- окружная скорость в зацеплении, м/с.

Для двухступенчатого редуктора определим значения фактора для обеих ступеней.

Так как редуктор имеет общую масляную ванну, то следует определить среднее вязкости, м²/с:

Марка масла выбирается по среднему значению вязкости:

При окружной скорости картерная смазка заливается в размере, л:

Зубчатое колесо промежуточного вала окунается в смазочный материал на, мм:

В редукторах и коробках передач подшипники смазываются смазочным материалом, применяемым для зацеплений.

4.15. Рекомендуемые посадки деталей:

4.15.1. Посадки ступиц зубчатых колес на валы:

прямозубое колесо со шпонкой - Н7/р6;

косозубое колесо со шпонкой - Н7/r6,

Н7/s6.

4.15.2. Посадка шкива ременной передачи на вал:

шкив со шпонкой при умеренных толчках нагрузки - Н7/m6,

Н7/n6.

4.15.3. Посадки подшипников качения на валы:

посадка в корпус - Н7/l6;

посадка на вал - L0/k6.

4.15.4. Посадка крышек подшипников в корпус:

крышка подвижная при сборке - Н7/d11;

крышка неподвижная при сборке - Н7/k6.

4.15.5. Посадка разделительных колец на вал - D9/k6.

Заключение

На основании произведённых расчётов выбран электродвигатель, определены передаточные отношения ремённой и зубчатой передач, мощности, частоты вращения и вращающие моменты на валах редуктора.

Путём подбора диаметров шкивов, толщины ремня, получена требуемая долговечность ремённой передачи.

Используя недорогие, но достаточно прочные стали, рассчитаны компактные зубчатые передачи, определены диаметры валов и сделаны проверки на прочность.

Разработана эскизная компоновка редуктора, позволившая принять окончательное решение о размерах деталей редуктора с учётом характера действующих в зацеплении сил и размеров валов, подобраны подшипники качения и проверены на долговечность.

Для соединения редуктора с приёмным валом машины из стандартов выбрана муфта, и её отдельные элементы проверены на прочность.

Расчётным путём определена марка масла для зубчатых колёс и подшипников, установлен уровень масла.

По размерам, полученным из расчётов, выполнены сборочный чертёж редуктора и рабочие чертежи деталей. Результаты проектирования можно использовать для создания опытного образца.

Библиографический список

1 Здор Г.П, Бородин А.В. Проектирование механического привода с цилиндрическим двухступенчатым редуктором: Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин». Омский гос. ун-т путей сообщения. Омск, 1997. 67 с.

2 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие. Изд. 7-е исправленное. М.: Высшая школа, 2001. 447 с.

3 Волков В.М. Расчёт валов: Методические указания к выполнению курсового проекта по курсу «Детали машин и подъёмно-транспортные устройства». Омский институт инженеров железнодорожного транспорта. Омск, 1989. 30 с.

4 Гузенков П.Г. Детали машин: Учебник для вузов. Изд. 4-е исправленное. М.: Высшая школа, 1986. 359 с.

5 СТП ОмГУПС-1.2-02. Работы студенческие учебные и выпускные квалифи­кационные: общие требования и правила оформления текстовых докумен­тов.

56