Проверяем прочность валов при расчете на усталость:

 

8.2.1Ведущий вал:

Проверка сечения А-А. (под шестерней)

Диаметр вала в этом сечении d_k1= 48 мм.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки:

Для d_k1= 48 мм. Параметры шпонки: b=14мм, h=9мм, t₁=5,5мм, t₂=3,8мм

 [7,с.165]:  и ; масштабные факторы 0,82 и 0,70 [7,с.166]; коэффициенты чувствительности несимметричного цикла 0,15 и 0,1 [6,с.166]; крутящий момент  Н×мм.

 

 

8.2.1.1 Вычисляем моменты сопротивления сечения вала: кручению W_k ,мм³ и изгибу W_и, мм³ , соответственно по формулам

 

 

где t₁ = 5,5 мм,

  b = 14 мм.

 

 

8.2.1.2 Определяем амплитуду ,МПа и среднее напряжение ,МПа цикла касательных напряжений:

 

 

8.2.1.3 Определяем амплитуду нормальных напряжений изгиба ,МПа

 

 

Среднее напряжение .

 

8.2.1.4 Определяем коэффициенты запаса:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям ,

 

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям ,

 

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А, s

Результирующий коэффициент запаса прочности удовлетворяет условию , где [s] = 2,5., Прочность обеспечена.

 

 

8.2.2 Ведомый вал:

Проверка сечения А-А. (под зубчатым колесом)

Диаметр вала в этом сечении d_k= 68 мм.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки:

Для d_k= 68 мм. Параметры шпонки: b=20мм, h=12мм, t₁=7,5мм, t₂=4,9мм

 [7,с.165]:  и ; масштабные факторы 0,82 и 0,70 [7,с.166]; коэффициенты чувствительности несимметричного цикла 0,15 и 0,1 [6,с.166]; крутящий момент  

 

8.2.2.1 Вычисляем моменты сопротивления сечения вала: кручению W_k ,мм³ и изгибу W_и, мм³ 

 

 

8.2.2.2 Определяем амплитуду ,МПа и среднее напряжение ,МПа цикла касательных напряжений:

 

 

8.2.2.3 Определяем амплитуду нормальных напряжений изгиба ,МПа

 

 

Среднее напряжение .

 

Определяем коэффициенты запаса:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям ,

 

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям ,

 

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А, s

Результирующий коэффициент запаса прочности удовлетворяет условию , где [s] = 2,5., Прочность обеспечена.

 

 

Расчет подшипников

 

Проверка долговечности подшипников:

Желаемая долговечность L=10000 ч.

 

9.1 Проверяем подшипники ведущего вала:

Предварительно были взяты подшипники №210 ГОСТ 8338-75 которые имеют следующие характеристики:

С=25,7 кН; d=45 мм; D = 80 мм; В= 20 мм; r = 3 мм.

 

Выполним проверку:

Эквивалентная динамическая нагрузка P_m по более нагруженной опоре В:

где     V – коэффициент вращения, V=1 ;

    X_m – коэффициент радиальной нагрузки, X_m=1 ;

 – учитывает безопасности (в данном случае =1,2);

 – учитывает влияние температуры подшипникового узла ( при t≤100º =1);

 

P_m = 1∙1∙2191∙1∙1,2 = 2629 H

 

Расчетная динамическая грузоподъемность:

р = 3 для шарикоподшипников (см. [1] стр. 65);

Т.к. С_расч < С , принятый ранее подшипник удовлетворяет всем условиям и обеспечивает необходимую долговечность.

 

9.2 Проверяем подшипники ведомого вала:

Предварительно были взяты подшипники №213 ГОСТ 8338-75 которые имеют следующие характеристики:

С=44,9 кН; d=65 мм; D = 120 мм; В= 23 мм; r = 2.5 мм.

 

Выполним проверку:

Эквивалентная динамическая нагрузка P_m по более нагруженной опоре:

где     V – коэффициент вращения, V=1 (см. [1] – стр.65);

X_m – коэффициент радиальной нагрузки, X_m=1 (см. [6] – стр.110 табл. 5.5);

 – учитывает динамичность нагрузки (в данном случае =1,2);

 – учитывает влияние температуры подшипникового узла ( при t≤100º =1);

 

P_m = 1∙1∙3129∙1∙1,2 = 3754,8 H

 

Расчетная динамическая грузоподъемность:

р = 3 для шарикоподшипников (см. [1] стр. 65);

Т.к. С_расч < С , принятый ранее подшипник удовлетворяет всем условиям и обеспечивает необходимую долговечность.

 

 

⇐ Предыдущая1234

Поделиться: