Выбор и расчёт подшипников на долговечность

Расчёт зубчатой передачи

3.1 Материалы колеса и шестерни. Для изготовления зубчатых колес выбирается распространённая сталь 45 с термообработкой – улучшение. По таблице 12.1[1] принимается для колеса твёрдость H₂=235…262HB,для шестерни твёрдость H₁=269…302 HB.

Находим

H1_сред=0.5(269+302)=285.5HB

H2_сред=0.5(235+262)=248.5HB

3.2 Ориентировочное межосевое расстояние передачи

(3.1)

При К=10

Окружная скорость зубчатого колеса

(3.2)

3.3 Допускаемые контактные напряжения

3.3.1 По таблице 12.8 интерполированием находим базовое число циклов напряжений, соответствующее перелому кривой усталости . [2]

Для шестерни : N_HG₁=22.5´10⁶(3.3)

Для колеса: N_HG₂=16.2´10⁶(3.4)

3.3.2 Число циклов нагружения зубьев за все время работы

При n_з=1

Для шестерни: N_K₁=60n₁n_зL_h (3.5)

Для колеса: N_K₂= N_K₁/u (3.6)

Решение: N_K₁=60´972´1´12´10⁸=6,9´10⁸

N_K₂= 6,9´10⁸/3=2,3 ´10⁸

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев, значение коэффициента m_Н=0.5 по таблице 12.2 [2]

Для шестерни N_HE1=m_НN_K₁(3.7)

Для колеса N_HE2=m_НN_K₂(3.8)

Решение N_HE1=0,5´6,9´10⁸=3,4´10⁸

N_HE2=0,5´2,3´10⁸=1,1´10⁸

3.3.3Так как N_HE1> N_HG₁ и N_HE2> N_HG₂, то по условию принимаем коэффициент долговечности: Z_N₁=1 и Z_N₂=1

В предположении параметра шероховатости сопряженных поверхностей зубьев со средним арифметическим отклонением профиля Ra=0.63…1.25 мкм принимаем Z_R₁= Z_R₂=1

По табл. 12.9 принимаем значение коэффициента Z_V=1. Коэффициента запаса прочности для улучшенных колес =1.1 [2]

3.3.4Определяем пределы контактной выносливости

Для шестерни (3.9)

Для колеса (3.10)

Решение 2´285,5+70=641 Н/мм²

2´248,5+70=567 Н/мм²

3.3.5Ддопустимые контактные напряжения

Для шестерни (3.11)

Для колеса (3.12)

Решение =641´1´1´1/1.1=583 Н/мм²

=567´1´1´1/1.1=516 Н/мм²

Для расчета прямозубой передачи принимаем меньшее из допустимых напряжений, т.е = =516 Н/мм²

3.4Допустимые напряжения изгиба

3.4.1Базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости зубьев при изгибе, N_FG=4´10⁶.

3.4.2 Эквивалентное число циклов нагружения зубьев, значение коэффициента m_F ₌ 0.3принимаем по табл. 12.2 при q_F=6 [2]

Для шестерни N_FE₁=m_FN_K₁(3.13)

Для колеса N_FE₂=m_FN_K₂(3.14)

Решение N_FE₁=0.3´6,9´10⁸=2 ´10⁸

N_FE₂=0.3´2,3 ´10⁸⁼2,3 ´10⁸⁼0,7 ´10⁸

3.4.3Т.к N_FE₁ =N_FG и N_FE₂₌ N_FG , то по условию принимаем коэффициенты долговечности YN1=1 YN2=1. Пологая шероховатость переходной поверхности между зубьями при зубофрезеровании с высотой микронеровностей Rz£40мкм , принимаем Y_R₁=Y_R₂=1. При нереверсивной работе Y_A=1. Принимаем коэффициент запаса прочностей =1,7.

3.4.4 По табл. 12.10 определяем пределы выносливости зубьев при изгибе:

Для шестерни: _FIim₁=1.75 H1_сред(3.15)

Для колеса: _FIim₂=1.75 H2_сред(3.16)

Решение: _FIim₁=1.75´285.5=500Н/мм²

_FIim₂=1.75´248.5=435Н/мм²

3.4.5 Допускаемые напряжения изгиба по формуле

Для шестерни: (3.17)

Для колеса: (3.18)

Решение: 500´1´1´1/1.7=299 Н/мм²

435´1´1´1/1.7=256 Н/мм²

3.5 Коэффициент нагрузки

3.5.1По табл. 11.2, ориентируясь на передачи общего машиностроения, назначаем 8-ю степень точности передачи. Затем по табл. 12.5 и 12.6, интерполируя , получаем K_Hv=1.11; K_Fv=1.22 [2]

3.5.2Принимаем коэффициент ширины венца для симметрично расположенного относительно опор колеса: Y_bd=0.315. Y_bd=0.5Y_b_а=(u+1)

Y_bd=0.5´0.315(3+1)=0.63 (3.19)

По табл. 12.3 выбираем значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы: . Значение коэффициента K_w находим по табл. 12.4 для зубчатого колеса : K_w=0,38. Тогда значение K_HB после приработки зубьев. [2]

K_HB=1+( -1) K_w (3.20)

K_HB=1+(1,05-1)´0,38=1,019

Находим значение K_FB, приняв G_F=0.91:

K_FB= (3.21)

K_FB=1.019^0.91=1.017

3.5.3 Находим значение коэффициента распределения нагрузки между зубьями для принятой 8-й степени точности:

K_Ha=1+0.06(n_ст-5) (3.22)

K_Ha=1+0.06(8-5)=1,18

K_Fa= K_Ha=1,18

3.5.4Находим значения коэффициентов нагрузки

при K_a =1:

K_H=K_АK_HBK_HvK_Ha (3.23)

K_F= K_АK_FBK_FvK_Fa (3.24)

Решение K_H=1´1,019´1,11´1,18=1,5

K_F=1´1,017´1,22´1,18=1,47

3.6 Межосевое расстояние

уточняем межосевое расстояние a_w

(3.25)

Принимаем 132мм

3.7 Ширина венца колеса и шестерни

b2=Y_b_а (3.26)

b1=b2+4мм (3.27)

решение: b2=0,315´132=41,6мм

b1=41,6+4=45,6мм

3.8Нормальный модуль зубьев

Минимальное значение

(3.28)

(3,4´10³´1,47´39,2´(3+1))/(4,16´132´256)=0,6

Максимальное значение

(3.29)

2´132/(17´(3+1))=3,8мм

По стандарту (см.табл. 11.1) принимаем из первого ряда m=2 мм. [2]

3.9Число зубьев колес

Суммарное число зубьев

(3.30)

2´132/2=132

Число зубьев шестерни Z₁ и колеса Z₂

(3.31)

(3.32)

Z₁=132/(3+1)=33

Z₂=132-33=99

3.10Фактическое передаточное число u_ф

u_ф=z₂/z₁(3.33)

u_Ф=99/33=3

что меньше заданного на 1.2% (допускаем отличие до 4%)

Для дальнейших расчетов принимаем u= u_Ф=3

3.11Проверочный расчет на контактную прочность

(3.34)

3.12Силы в зацеплении

Окружная сила

(3.35)

Радиальная сила

(3.36)

3.13Проверочный расчет на прочность при изгибе.

Принимаем значения коэффициентов Y_Fs₁ и Y_Fs₂ формы зуба и концентрации напряжений по табл. 13.1 для передачи без смещения (х=0): для шестерни z₁=27, Y_Fs₁=3.88 для колеса z₂=133 Y_Fs₂=3,59. [2]

Принимаем расчетные коэффициенты Y_B=1. Y_E=0.8

Определяем напряжения изгиба в основании ножки зуба:

Колеса

(3.37)

Шестерни

(3.38)

Решение

3.14Основные геометрические размеры передачи.

Делительный диаметр шестерни и колеса

d₁=mz₁(3.39)

d₂=mz₂(3.40)

решение:

d₁=2´33=66мм

d₂=2´99=198мм

Диаметры вершин шестерни и колеса

d_а1=d₁+2m (3.41)

d_а2=d₂+2m (3.42)

решение:

d_а1=66+2´2=70мм

d_а2=198+2´2=202мм

Диаметры впадин шестерни и колеса

d_f₁=d₁-2.5m (3.43)

d_f₂=d₂-2.5m (3.44)

решение:

d_f₁=66-2.5´2=61мм

d_f₂=198-2.5´2=193мм

Межосевое расстояние

а_w=(d₁+d₂)/2 (3.45)

а_w=(66+198)/2=132мм

3.15Пригодность заготовок шестерни и колеса

Диаметр заготовки шестерни

D_заг=d_a₁+6мм (3.46)

D_заг=70+6мм=76мм<D=80мм

Принимаем колесо без выемок-монолитное, для которого

S_заг=d₂+4мм (3.47)

S_заг=41,6+4мм=45,6<S=80мм

Условия пригодности заготовок колес выполняются.

Проектный расчёт валов

1 Ведущий вал.

Рисунок 4.1 Конструкция ведущего вала.

1.1Выполняется расчёт выходного конца.

(4.1)

где Т₁ – вращающий момент на ведущем валу;

[τ_кр] – допускаемое напряжение кручения для стали 45, [τ_кр]=25 МПа

Принимается d_1вых=20 мм.

1.2 Рассчитывается диаметр под подшипник

d_1п=d_1вых+(3…6) мм (4.2)

d_1п=20+5=25 мм

Принимаем d_1п=25 мм.

1.3 Рассчитывается диаметр под шестерню

d_1ш=d_1п+5 мм=25+5=30 мм (4.4)

2 Ведомый вал

2.1 Выполняется расчёт выходного конца ведомого вала.

(4.5)

Принимается окончательно d_2вых=26 мм.

Рисунок 4.2 Конструкция ведомого вала.

2.2 Рассчитывается диаметр под подшипники.

d_2п=d_2вых+(3…6) (4.6)

d_2п=26+4=30 мм

2.3 Рассчитывается диаметр под колесо.

d_2к=d_2п+5 (4.7)

d_2к=30+5=35мм

Все условия для дальнейшего расчета принимаются

5 Конструирование зубчатых колёс

1 Шестерня выполняется по размерам: d₁=66 мм; d_а1=70 мм; b₁=45,6 мм.

2 Колесо кованое: d₂=198 мм; d_а2=202 мм;b₂=41,6 мм.

2.1 Рассчитывается диаметр ступицы

d_ст=1,6×d_к2 (5.1)

где d_ст – диаметр ступицы, мм;

d_к2 – диаметр вала под колесо, мм.

d_ст=1,6×35=56 мм

2.2 Рассчитывается длина ступицы

l_ст=(1,2÷1,5)×d_к2 (5.2)

где l_ст – длина ступицы, мм.

l_ст=(1,2÷1,5)×45=42÷52,5 мм

Принимается l_ст=50 мм.

2.3 Рассчитывается толщина обода

δ₀=(2,5÷4)×m_п (5.3)

где δ₀ – толщина обода, мм;

т_п – модуль зубьев, мм.

δ₀=(2,5÷4)×2=5÷8 мм

Принимается δ_о=8 мм.

2.4 Рассчитывается толщина диска

С=0,3×b₂ (5.4)

где С – толщина диска, мм;

b₂ – ширина венца, мм.

С=0,3×41,6=12,48 мм

Принимается С=12 мм.

2.5 Определяется диаметр центровой окружности

D_отв=0,5×(D₀+d_ст) (5.5)

где D_отв – диаметр центровой окружности, мм;

D₀ – внутренний диаметр обода, мм;

d_ст – диаметр ступицы, мм.

D_отв=0,5×(178+56)=117мм

2.6 Определяется диаметр отверстий

(5.6)

где d_отв – диаметр отверстий, мм.

Принимается d_отв=30 мм.

2.7Определяется толщина ребра

S=0.8×C (5.7)

Где С- толщина диска

S=0.8×12=9,6

2.8Определяется фаска

n=0.5× m_п(5.8)

где т_п – модуль зубьев, мм.

n=0.5×2=1

Рисунок 5.1 Конструкция колеса

Рисунок 5.2 Конструкция шестерни

Все условия для дальнейших расчетов принимаются.

6 Конструирование корпуса редуктора

6.1 Рассчитывается толщина стенок корпуса и крышки редуктора.

δ=0,025×а_ω+1 (6.1)

где δ – толщина стенок корпуса, мм;

а_ω – межосевое расстояние,мм.

δ=0,025×132+1=4.3 мм

По таблице 10.2 [1] толщина стенок корпуса и крышки δ≥6мм. Окончательно принимается δ=6мм.

δ₁=0,02×а_ω+1 (6.2)

где δ₁ – толщина стенок крышки, мм.

δ₁=0,02×132+1=3,64 мм

Окончательно принимается δ₁=6 мм.

6.2 Рассчитывается толщина верхнего пояса (фланца) корпуса.

b=1,5×δ (6.3)

где b – толщина верхнего пояса, мм;

δ – толщина стенок корпуса, мм.

b=1,5×6=9 мм

6.3 Рассчитывается толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса.

b₁=1,5×δ₁ (6.4)

где b₁ – толщина нижнего пояса, мм;

δ₁ – толщина стенок крышки, мм.

b₁=1,5×6=9 мм

6.4 Рассчитывается толщина нижнего пояса корпуса.

р=2,35×δ (6.5)

где р – толщина нижнего пояса корпуса, мм;

р=2,35×6=14,1 мм

Принимается толщина нижнего пояса корпуса р=15 мм.

6.5 Рассчитывается толщина рёбер основания корпуса.

т=(0,85÷1)×δ (6.6)

где т – толщина рёбер, мм;

δ – толщина стенок корпуса, мм.

т=(0,85÷1)×6=6 мм.

6.6 Определяется диаметр фундаментных болтов.

d₁=(0,03÷0,036)×а_w+12 (6.7)

d₁=(0,03÷0,036)×132+12=16 мм

Принимаются болты с резьбой М16.

6.7 Определяется диаметр болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников.

d₂=(0,7÷0,75)×d₁ (6.8)

d₂=(0,7÷0,75)×16=11,2÷12 мм.

Принимаются болты с резьбой М12.

6.8 Определяется диаметр болтов соединяющих крышку с корпусом.

d₃=(0,5÷0,6)×d₁ (6.9)

d₃=(0,5÷0,6)×16=8÷9,6 мм

Принимаются болты с резьбой М10.

Все условия для дальнейших расчетов принимаются.

Выбор и расчёт подшипников на долговечность

7.1 Ведущий вал.

Из предыдущих расчётов имеется F_t=1188 H, F_r=2657 H; из первого этапа компоновки l₁= 55 мм.

Условное обозначение	d	D	B	r	C кН	С₀кН
305(по ГОСТ 8338-75)					22.5	11.4
306(по ГОСТ 8338-75)					28.1	14.6

7.1.1 Определяются реакции опор:

(7.1)

(7.2)

где R_х1=R_х2 – реакции опор, Н;

F_t – окружная сила, Н.

F_r – радиальная сила, Н

Проверка:

R_y1+R_y2-F_t=1328,8+1328,8-2657=0.6

7.1.2 Определяются суммарные реакции

(7.3)

= =1455,5

7.1.3 Выбирается подшипники по более нагружённой опоре 1-2. Намечаем радиальные шарикоподшипники 305 серии: d=25 мм; D=62 мм; В=17 мм; С=22,5 кН; С₀=11,4 кН.

7.1.4 Рассчитывается эквивалентная нагрузка

P_э=(XVPr1+YP_a)KσKτ (7.4)

где Р_э – радиальная нагрузка, Н;

V=1 – коэффициент вращения внутреннего кольца;[2]

К_σ=1; K_τ=1 – коэффициенты безопасности для приводов ленточных конвейеров.

Р_э=(0,56×1×1455,25×1.88×0)×1×1=814.94 Н

7.1.5 Рассчитывается расчётная долговечность, млн. об.

(7.5)

где С – динамическая грузоподъёмность, Н

млн. об

7.1.6 Рассчитывается расчётная долговечность, ч

(7.6)

где п – частота вращения вала, об/мин.

7.2 Ведомый вал несёт такие же нагрузки, как и ведущий: F_t=1188 H, F_r=2657 H, l₂= 103 мм. l₃= 53 мм. F_в=1782H

Составляющие этой нагрузки

F_вх=F_ву=F_в×sin γ

F_вх=F_ву=1782×sin 45°=1260

7.2.1 Определяются реакции опор:

(7.7)

(7.8)

(7.9)

(7.10)

Проверка: R_x₃+R_x₄-(F_t+F_вх)=269+2178-(1188+1260)=0

Проверка: R_y₃+ F_вх-(F_t- R_y₄)=1652+1260-(2657+255)=0

7.2.2 Определяются суммарные реакции

(7.11)

(7.12)

7.2.3 Выбираются подшипники по более нагружённой опоре 3-4.

Намечаем шарикоподшипники радиальные 306 серии: d=35 мм; D=72 мм; В=19 мм; С=28.1 кН; С₀=14.6 кН.

7.2.4 Рассчитывается эквивалентная нагрузка

P_э=P_r4VK_σK_τ(7.14)

P_э=2192×1 ×1.2×1=2630.4 Н

7.2.5 Рассчитывается расчётная долговечность, млн. об.

(7.15)

млн. об

7.2.6 Рассчитывается расчётная долговечность, ч

(7.16)

Все условия для дальнейших расчетов принимаются.

Выбор и расчёт муфт

8.1 Для соединения вала электродвигателя с ведущим валом редуктора необходимо подобрать муфту с упругими элементами для того, чтобы гасить вибрации и толчки идущие от электродвигателя.

Наиболее подходящие муфты упругие втулочно – пальцевые МУВП…

Для подбора муфты необходим момент расчётный М_р, диаметр вала электродвигателя d_эл и диаметр выходного конца ведущего вала d_1вых.

Из предыдущих расчётов имеем: d_эл=32 мм, d_1вых=20 мм.

8.2 Определяется момент расчётный

М_р=к×Т₁ (8.1)

где М_р – расчётный момент для подбора муфты, Нм;

к=1,3 – коэффициент режима работы привода.

М_р=1,3×39,2=50,96 Нм

Выбирается муфта МУВП

Таблица 1. Параметры муфты для расчёта.

d,мм	М_р,Нм	D₀,мм	Пальцы	Втулки
d_n	l_n	Z	d_в	l_в
	50,96

8.3 Пальцы проверяются на изгиб по сечению А – А, а резиновые втулки на смятие поверхности, соприкасающейся с пальцами.

Условие прочности пальца на изгиб:

(8.2)

где σ_и – наиб. напряжение изгиба в опасном сечении пальца, Н/мм²;

М_р – расчётный момент, Нмм;

D₀ – диаметр окружности, на которой расположены пальцы, мм;

Z – число пальцев;

l_п – длина пальцев, мм;

d_п – диаметр пальца, мм.

[σ]_n=80÷90 Н/мм² – допускаемое напряжение на изгиб для пальцев.

Условие прочности выполняется.

8.4 Проверяется условие прочности втулки на смятие:

(8.3)

где l_b – длина втулки, мм;

[σ]_см=1,8÷2,0 Н/мм² – допускаемое напряжение на смятие для резины.

Условие прочности выполняется

9 Выбор и расчёт шпонок

Шпонками называются соединительные элементы между валом и ступицей (колеса, шкива, маховика и т. д.). Шпонки в основном изготавливаются из сталей (Сталь 20, Сталь 35, Сталь 45) термообработка специальная не нужна. Шпонки и шпоночные пазы стандартизованы.

Выбираются шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360 – 78.[3] Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности определяется по формуле

(9.1)

где Т – передаваемый момент;

d – диаметр вала;

(h-t₁) – рабочая глубина паза в ступице;

l – рабочая длина шпонки со скруглёнными торцами;

[σ_см]=100МПа – допускаемое напряжение смятия при стальной ступице.

Рисунок 9.1 Шпоночное соединение.

9.1 Ведущий вал.

d=20 мм; b×h=6×6 мм; t₁=3,5 мм;

t₂=2,8 мм; l=60 мм; Т=39,2×10³Нмм.

Условие прочности на смятие выполняется.

9.2 Ведомый вал.

d=26 мм; b×h=8×7 мм; t₁=4 мм; t₂=3,3 мм; l=60 мм; Т=96,2×10³ Н/мм.

Условие прочности на смятие выполняется.

d=35 мм; b×h=10×8 мм; t₁=5 мм; t₂=3,3 мм; l=35 мм; Т=96,2×10³ Н/мм.

Условие прочности на смятие выполняется.

10 Уточнённый расчёт валов

10.1 Ведущий вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполняется заодно с валом), т. е. сталь 45, термообработка – улучшение.

При диаметре заготовки до 90мм (в нашем случае d_а1=70 мм) среднее значение σ_b=780 МПа.[2]

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

σ_-1 0,43σ_b (10.1)

σ_-1=0,43×780=335 МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

τ_-1 0,58σ_-1 (10.2)

τ_-1=0,58×335=194 МПа

Сечение А – А

Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитывается на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности

(10.3)

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

(10.4)

При d=20 мм; b=6 мм; t₁=3,5 мм

(10.5)

W_{к нетто}=

Принимается k_τ=1,7;ε_τ=0,77; ψ_τ=0,1 [1]

Определяется изгибающий момент от консольной нагрузки

Сечение А-А

(10.6)

где l – длина полумуфты, мм.

M=2,5

Момент сопротивлению изгибу

W_нетто= (10.7)

W_нетто=

Амплитуда нормальных напряжений

(10.8)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

(10.9)

Результирующий коэффициент запаса прочности

(10.10)

получился близким к коэффициенту запаса S_τ= 5,9. Это расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов оказываются прочными и что учёт консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Фактическое расхождение будет ещё меньше, так как посадочная часть вала обычно бывает короче, чем длина полумуфты, что уменьшает значения изгибающего момента и нормальных напряжений.

По этим причинам проверять прочность в сечениях Б – Б и В – В нет необходимости.

Все условия для дальнейшего расчета принимаются.

Ведомый вал

Материал вала – сталь 45 нормализованная; σ_b=570 МПа.

Пределы выносливости σ_-1=246 МПа и τ_-1=142 МПа.

Сечение А – А

Диаметр вала в этом сечении 40 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: k_σ=1,59 и k_τ=1,49; масштабные факторы ε_σ=0,775; ε_τ=0,67; коэффициенты ψ_σ=0,15 и ψ_τ=0,1.[1]

Крутящий момент Т₂=92,6×10³ Нмм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

М´=R_x3l₂ (10.11)

М´ = 269×103 = 27707 Нмм

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

М´´=R_y3l₂+F_a (10.12)

М´´ = 1652×103+0 = 170156 Нмм

Суммарный изгибающий момент в сечении А – А

М_{А – А}= Нмм

Момент сопротивления кручению (d=35 мм; b=10 мм; t₁=5 мм)

(10.13)

W_{к нетто}=

Момент сопротивления изгибу

(10.14)

W_нетто=

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

(10.15)

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

(10.16)

среднее напряжение σ_m=0

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

(10.17)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

(10.18)

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А – А

(10.19)

Сечение K – K

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипников с гарантированным натягом : k_σ /ε_σ=3.3 и k_τ /ε_τ =2,38; коэффициенты ψ_σ=0,15 и ψ_τ=0,1.[1]

Изгибающий момент

М₄=F_вl₃ (10.20)

М₄ = 1260×53 = 66780 Нмм

Осевой момент сопротивления

(10.21)

W =

Полярный момент сопротивления

(10.22)

W_р=

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

(10.23)

Амплитуда нормальных напряжений

(10.24)

среднее напряжение σ_m=0

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

(10.25)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

(10.26)

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К – К

(10.27)

Сечение Б–Б

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: k_σ=1,8 и k_τ=1,7; масштабные факторы ε_σ=0,8; ε_τ=0,69; [1]

Изгибающий момент (положим х₁=60)

М_Б-Б=F_вх₁ (10.28)

М_Б-Б=1260×60 = 75,6×10³ Нмм

Момент сопротивления сечения нетто при b=8мм, t₁=4мм.

(10.29)

W_нетто=

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

(10.30)

среднее напряжение σ_m=0

Момент сопротивления кручению

(10.31)

W_{к нетто}=

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

(10.32)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

(10.33)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

(10.34)

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б – Б

(10.35)

Сечение Л – Л

Концентрация напряжений обусловлена переходом от Ø30 к Ø26: при D/d=30/26=1.15 и r/d=2.25/26=0.08 k_σ=1,51 и k_τ=1,21; масштабные факторы ε_σ=0,92; ε_τ=0,83;[1]

Внутренние силовые факторы такие же как и в сечение К-К

Осевой момент сопротивления

(10.36)

W =

Амплитуда нормальных напряжений

(10.37)

среднее напряжение σ_m=0

Полярный момент сопротивления

(10.38)

W_р=

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

(10.39)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

(10.40)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

(10.41)

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л – Л

(10.42)

Сечение	А-А	К-К	Б-Б	Л-Л
Коэффициент запаса S	2,5	2,64	2,05	5,8

Рисунок (10.1) ведущий вал.

Рисунок (10.2) ведомый вал.

Все условия для дальнейших расчетов принимаются.

Выбор смазки редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяется из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности: V= 0,25´3,15 = 0.7875 дм³

По таблице 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях s_Н = 516 МПа и скорости n = 2,39 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28´10^-6м²/с. По таблице 10.10 [1] принимается масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75)

Камеры подшипников заполняются пластичным смазочным материалом УТ-1(по ГОСТ 1957-73), периодически пополняется шприцем через пресс – масленки.

12 Описание сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100⁰С;

Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту:

©2015 - 2024 stydopedia.ru Все материалы защищены законодательством РФ.