- •1. Силовой и кинематический расчет привода
- •2. Расчет зацеплений
- •2.1 Выбор материалов, вида термообработки зубчатых колес
- •2.2 Допускаемые контактные напряжения
- •2.3 Геометрические параметры передачи
- •2.4 Усилия в зацеплении зубчатой передачи
- •2.5 Тепловой расчет редуктора
- •2.6 Проверочные расчеты передачи
- •3. Расчет ременной передачи
- •4. Расчет валов
- •4.1 Выбор материала валов
- •4.2 Приблеженный расчет валов
- •4.3 Уточненных расчет валов
- •4.4 Проверка тихоходного вала на усталостную и статическую прочность
- •5. Подбор подшипников качения
- •5.1 Выбор подшипников для валов
- •5.2 Проверка подшипников на долговечность
- •6. Расчет шпонок и шпоночных соединений
- •7. Подбор соединительной муфты
4.4 Проверка тихоходного вала на усталостную и статическую прочность
Для вала определяем коэффициент запаса усталостной прочности в сильно нагруженном сечении. В данном случае, это сечение на котором находится колесо, а концентратором является посадка колеса с натягом. На это сечение действует крутящий и максимальный изгибающий момент.
Осевой момент сопротивления вала:
Wи.нетто = (π ∙ dш3 / 32) = (3,14 ∙ 553 / 32) = 21,2 мм3
Wк.нетто = (π ∙ dш3 / 16) = (3,14 ∙ 553 / 16) = 42,4 мм3
Тогда номинальные напряжения в сечении:
σа = σи = Ми / Wи.нетто = 135,6∙103 / 21,2∙10-6 = 7,2 МПа
τа = τm = τк / 2 = Мк / (2 ∙ Wк.нетто) = 920,3∙103 / (2∙42,4∙10-6) = 21,7 МПа
σm = 0
Коэффициент перегрузки Кп = 2,5.
Запас прочности по пределу текучести:
nσ = σT / (Кп·σи) = 640 / (2,5· 7,2) = 36
nτ = τT / (Кп·τи) = 380 / (2,5· 21,7) = 7
Расчётный коэффициент запаса прочности вала в сечении:
n = nσ∙nτ / (nσ2 + nτ2)1/2 = 36 ∙ 7 / (362 + 72) 1/2 = 7 > [n] = 2,5
Следовательно, прочность вала в данном сечении обеспечена.
Коэффициенты запаса усталостной прочности вала в сечении по нормальным n σ и касательным n τ напряжениям определяем по формулам:
sσ = σ -1 / (KσD∙σа + ψ σ∙σ m) = 360 / (1,74∙ 7,2+ 0,09∙0) = 30
sτ = τ-1 / (KτD ∙τа + ψτ∙τm) = 210 / (1,71∙ 21,7+ 0,09∙ 21,7) = 5
где σ-1 – предел выносливости при изгибе для симметричного цикла напряжений для выбранного материала вала;
τ-1– предел выносливости при кручении для симметричного цикла напряжений для выбранного материала вала;
ψσ = 0,09, ψτ = 0,09 – коэффициент, характеризующий чувствительность материала к ассиметричности циклов напряжения [1, c.165, табл.10.2];
KσD, KτD – коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении.
Коэффициенты концентрации напряжений при изгибе:
Коэффициенты концентрации напряжений при кручении:
где Кσ = 1,6 – коэффициент концентрации нагрузки для нормальных напряжений [1, c.171, табл.10.12];
Кτ = 1,7 – коэффициент концентрации нагрузки для касательных напряжений [1, c.171, табл.10.12];
Kdσ = 0,81, Kdτ = 0,81, – масштабный фактор для нормальных, касательных напряжений [7, c.156, табл.10.12];
Kv = 1,7 – коэффициент влияния поверхностного упрочнения [7, c.156, табл.10.14];
KF = 0,99 – коэффициент качества поверхности [7, c.156, табл.10.13].
Расчётный коэффициент запаса прочности вала в сечении:
s = sσ∙sτ / (sσ2 + sτ2)1/2 = 30 ∙ 5 / (302 + 52) 1/2 = 5 > [s] = 2,5
Следовательно, прочность вала в данном сечении обеспечена.
5. Подбор подшипников качения
5.1 Выбор подшипников для валов
Для быстроходного вала выбираем по таблице ГОСТ 27365-87 подшипник радиальный роликовый 3 серии №7306А с габаритными размерами:
Dпод = 72 мм
Впод = 19 мм
С = 52800 Н
С0 = 39000 Н
Для тихоходного вала выбираем по таблице ГОСТ 27365-87 подшипник радиальный роликовый 3 серии №7310А с габаритными размерами:
Dпод = 110 мм
Впод = 27 мм
С = 117000 Н
С0 = 90000 Н
5.2 Проверка подшипников на долговечность
5.2.1 Быстроходный вал
Суммарные реакции опор
RА = (Xa2 + Ya2)0,5 = (3072 + 20992)0,5 = 2121 H
RB = (Xb2 + Yb2)0,5 = (11872 + 20092)0,5 = 2334 H
Определим эквивалентную нагрузку PЭ по формуле для прямозубой передачи:
PЭ = (X · V · R + Y · Fa) · KБ · KТ
где X = 0,56 и Y = 1,45 - коэффициент радиальной нагрузки.
V = 1 – коэффициент, учитывающий вращение колец при вращении внутреннего кольца
R - нагрузка, действующая на опору.
KТ = 1 - температурный коэффициент.
KБ = 1,2 - коэффициент безопасности.
Для подшипника опоры A:
PЭ = (0,56 · 1 · 2121 + 1,45 · 4109) · 1 · 1,2 = 8575 Н
Для подшипника опоры В:
PЭ = (0,56 · 1 · 2334 + 1,45 · 4109) · 1 · 1,2 = 8717 Н
Т1
где С – динамическая грузоподъемность подшипника, Н
Подставляем в формулу полученные значения для опоры A:
Подставляем в формулу полученные значения для опоры В:
Полученное значение больше ресурса работы привода.
5.2.2 Тихоходный вал
Суммарные реакции опор
RА = (Xa2 + Ya2)0,5 = (-57582 + 22152)0,5 = 6170 H
RB = (Xb2 + Yb2)0,5 = (72532 + 18932)0,5 = 7496 H
Определим эквивалентную нагрузку PЭ по формуле для прямозубой передачи:
PЭ = (X · V · R + Y · Fa) · KБ · KТ
Для подшипника опоры A:
PЭ = (0,56 · 1 · 6170 + 1,45 · 4109) · 1 · 1,2 = 11295 Н
Для подшипника опоры В:
PЭ = (0,56 · 1 · 7496 + 1,45 · 4109) · 1 · 1,2 = 12186 Н
Т1
Подставляем в формулу полученные значения для опоры A:
Подставляем в формулу полученные значения для опоры В:
Полученное значение больше ресурса работы привода.