- •Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок редуктора
- •Вибір електродвигуна
- •Кінематичний розрахунок редуктора
- •Вибір матеріалів для зубчастих коліс
- •4. Призначення допустимих напружень
- •4.1. Контактні напруження
- •4.2. Допустимі напруження на згин
- •Розрахунок передачі на довготривалу міцність Критерії розрахунку
- •Перша ступінь (конічна)
- •Проектний розрахунок передачі
- •Перевірка активних поверхонь зубців на контактну втому
- •Перевірка зубців на витривалість при згині
- •Перевірка активних поверхонь зубців на контактну міцність при дії максимального навантаження
- •5.2.2. Перевірка активних поверхонь зубців на контактну втому
- •5.2.3. Перевірка зубців на витривалість при згині
- •Перевірка активних поверхонь зубців на контактну міцність при дії максимального навантаження
- •5.2.5. Перевірка зубців на міцність при згині максимальним моментом
- •Геометричний розрахунок
- •5.2.7. Зусилля у зачепленні зубчастої пари
- •6.1. Початкові дані для розрахунку валів
- •6.2. Проектний розрахунок валів
- •6.2.1 Ведучий вал
- •6.4.2. Проміжний вал.
- •6.4.3. Ведений вал
- •6.5. Розрахунок довговічності підшипників
- •6.5.1. Розрахунок довговічності підшипників ведучого вала
- •6.5.2. Розрахунок довговічності підшипників проміжного вала
- •6.5.3. Розрахунок довговічності підшипників веденого вала
- •9.6. Перевірочний розрахунок валів на довготривалу міцність
- •9.6.1. Перевірочний розрахунок ведучого вала
- •6.6.2. Перевірочний розрахунок проміжного вала
- •6.6.3. Перевірочний розрахунок веденого вала
- •Змащування зубчастих коліс та підшипників
- •8. Вибір муфти та перевірка на міцність її елементів
- •Висновки
- •Література
6.5.2. Розрахунок довговічності підшипників проміжного вала
Попередньо було призначаємо радіально-упорний роликовий підшипник 7206 для якого згідно [2, C. 422, табл. 24.16]:
С=38,0кН; е=0,37; Y=1,6; X=0,4. Частота обертання вала складає n=918об/хв.
Сумарні осьові навантаження:
Величина еквівалентного динамічного навантаження:
Опора1:
Опора2:
Ресурс підшипника визначаємо за формулою:
Ресурс підшипника набагато більший за термін експлуатації передачі.
6.5.3. Розрахунок довговічності підшипників веденого вала
Попередньо було призначаємо радіально-упорний роликовий підшипник 7208 для якого згідно [2, C. 422, табл. 24.16]:
С=58,3кН; е=0,37; Y=1,6; X=0,4. Частота обертання вала складає n=200об/хв.
Сумарні осьові навантаження:
Величина еквівалентного динамічного навантаження:
Опора1:
Опора2:
Ресурс підшипника визначаємо за формулою:
Ресурс підшипника набагато більший за термін експлуатації передачі.
9.6. Перевірочний розрахунок валів на довготривалу міцність
Для забезпечення необхідної довготривалої міцності у небезпечному перерізі повинна виконуватися умова:
.
де, sσ та sτ – коефіцієнти запасу міцності по нормальних і дотичних напруженнях.
,
,
де σ-1, τ-1 – границі втоми при згині і крученні для симетричного циклу зміни напружень;
kσ, kτ – ефективні коефіцієнти концентрації напружень;
kdσ, kdτ – коефіцієнти впливу абсолютних розмірів перерізу;
σa, τa – амплітудні значення напружень;
σm, τm – середні значення напружень;
ψσ, ψτ – коефіцієнти, що характеризують чутливість матеріалу до асиметрії циклу напружень. З достатньою точністю їх можна визначити за формулою:
; ,
де σв – межа міцності матеріалу валу, МПа.
Якщо у перерізі з діаметром d діє згинальний момент M, то:
Тут w0 = πd3/32 – осьовий момент опору перерізу; коли переріз ослаблений шпонковим пазом, то вважають:
.
Середнє циклове напруження для валів передач можуть створити лише поздовжні сили. Отже:
.
Для нереверсивних передач вважають, що напруження кручення змінюються за пульсуючим циклом і приймають:
.
9.6.1. Перевірочний розрахунок ведучого вала
Матеріал валу – сталь 40Х, термообробка – суцільне гартування.
МПа, МПа;
знаходимо границі втоми при згині і крученні:
σ-1 = 0,43 σв=0,43·900=387МПа, τ-1 = 0,5·387=193,5МПа;
Знаходимо коефіцієнти, що характеризують чутливість матеріалу до асиметрії циклу напружень:
; ,
Вал має два небезпечні перерізи A і B.
Переріз A:
Переріз А збігається з посадочним місцем під підшипник.
Н·м;
Н·м;
Концентратором напружень є посадка підшипника на вал ø40H7/k6.
За [1, табл. 6.10] знаходимо та :
, .
амплітудне значення напружень:
w0 = πd3/32= π(40)3/32=6283мм4
Середнє значення нормального напруження:
МПа.
Wр = πd3/16= π(40)3/16=12566мм4
МПа;
Коефіцієнти запасу міцності по нормальних і дотичних напруженнях:
Сумарний коефіцієнт запасу міцності:
Переріз В:
Переріз В збігається з посадочним місцем під підшипник.
Н·м;
Н·м;
Концентратором напружень є посадка підшипника на вал ø40H7/k6.
За [1, табл. 6.10] знаходимо та :
, .
амплітудне значення напружень:
w0 = πd3/32= π(40)3/32=6283мм4
Середнє значення нормального напруження:
МПа.
Wр = πd3/16= π(40)3/16=12566мм4
МПа;
Коефіцієнти запасу міцності по нормальних і дотичних напруженнях:
Сумарний коефіцієнт запасу міцності:
Міцність ведучого валу забезпечена.