- •Г.В. Лепеш
- •Содержание
- •Предисловие
- •1. Общие определения и рекомендации
- •2. Задание на контрольные работы
- •3. Исходные данные
- •4. Расчет силовых и кинематических характеристик привода
- •4.1. Определение мощности на приводном валу
- •Ориентировочные значения частных к. П. Д.
- •4.2. Выбор электродвигателя
- •4.3. Кинематический расчет привода
- •5. Расчет параметров зубчатых колес
- •5.1. Определение механических свойств материалов
- •Механические характеристики некоторых материалов зубчатых колес
- •5.2. Расчет параметров передачи
- •6. Конструирование валов редуктора
- •6.1. Расчет диаметров валов
- •6.2. Расчет шпоночных соединений
- •6.3. Расчет зубчатой муфты
- •Основные параметры зубчатых соединительных муфт
- •6.4. Разработка чертежа вала редуктора
- •7. Проверочный расчет быстроходного вала
- •7.1. Определение реакций опор
- •7.2. Расчет статической прочности вала
- •7.3. Уточненный расчет прочности вала
- •При различных видах поверхностной обработки
- •8. Подбор подшипников качения
- •Список литературы
- •Основы проектирования и конструирования
- •192171, Г. Санкт-Петербург, ул. Седова, 55/1
При различных видах поверхностной обработки
Поверхностная обработка |
Предел прочности, МПа |
Коэффициент упрочнения kу |
||
Гладкие валы |
Валы с концентрацией k<1,5 |
Валы с концентрацией k=1,8 –2,0 |
||
Закалка |
600-800 800-1000 |
1,5-1,7 1,3-1,5 |
1,6-1,7 - |
2,4-2,8 - |
Азотирование |
900-1200 |
1,1-1,25 |
1,5-1,7 |
1,7-2,1 |
Цементация |
700-800 1000-1200 |
1,4-1,56 1,2-1,3 |
- 2,0 |
- - |
Рис. 15. Коэффициенты влияния абсолютных размеров .
- для сечении (z=а) :
;
.
Определим коэффициенты долговечности и [3]. Для этого рассчитаем эквивалентное число циклов при наибольшем значении показателя степени m = 9:
= 60 960 55000 (19 0,1 + 0,89 0,25 +
+ 0,69 0,65 ) = 6,8 106
Коэффициент долговечности < 1, следовательно, = =1.
Поскольку вал не испытывает осевой нагрузки, то будем считать, что нормальные напряжения, возникающие в поперечном сечении вала, изменяются по симметричному циклу, т.е. , амплитуда цикла нормальных напряжений равна наибольшему номинальному напряжению изгиба, соответственно: для сечении (z=0) ; для сечении (z=а) ;
Исходя из неблагоприятных условий примем, что напряжения кручения изменяются по нулевому (пульсирующему) циклу, тогда:
- для сечении (z=0) МПа;
- для сечении (z=а) МПа;
Рис. 16. Эффективные коэффициенты концентрации для валов с прорезями
Тогда коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям для сечении (z=0)
,
Для сечения (z=а) коэффициент запаса прочности определим по нормальным и касательным напряжениям соответственно по следующим формулам:
; П.
Окончательно получим для сечении (z=а):
.
Поскольку допускаемые значения коэффициента запаса принимают [n]= 1,5 2,0, то условие достаточной прочности n [ n ] выполняется.
8. Подбор подшипников качения
Для подбора подшипников выполняют эскизную компоновку и приближенно намечают расстояние между подшипниками, затем определяют суммарные реакции опор и . Выписывают из предварительно выполненных расчетов следующие параметры: наибольшие суммарные реакции или , частоту вращения вала , диаметр вала цапфы под подшипник и требуемую долговечность . По рассчитанному диаметру цапфы предварительно подбирают по таблице № ll с. 127 серию и размер подшипника и выписывают фактическую (табличную) динамическую грузоподъемность. Рекомендуется для опор быстроходного одноступенчатого цилиндрического редуктора предварительно выбрать подшипник средней серии, а для тихоходного - подшипник легкой серии.
Определяют эквивалентную динамическую нагрузку по формуле:
,
где коэффициент при вращении внутреннего кольца;
- коэффициент безотказности при легких толчках;
– температурный коэффициент при температуре подшипника до 1250С.
Затем из таблицы № VIII при известных и определяется соотношение требуемой динамической грузоподъемности к эквивалентной нагрузке , где – табличное значение.
Требуемая динамическая грузоподъемность подбираемого подшипника будет:
.
В результате расчетов, если окажется, что , то предварительно выбранный подшипник подходит для данного вала редуктора. Если , то необходимо выбрать подшипник, имеющий большую динамическую грузоподъемность.
При проектировании машин подшипники качения не конструируют и не рассчитывают, а подбирают из числа стандартных по условным формулам. В наше случаи выбор подшипника нужно производить по динамической грузоподъемности С и диаметру участка вала на котором будет устанавливаться подшипник dn1, dn2.
C (потребная) С (паспортная).
Для расчета на потребуется ресурс L в млн. оборотов.
для тихоходного вала:
для быстроходного вала:
Подсчитаем эквивалентные нагрузки:
Р = V Rр Kб Кт,
где: V – коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается (при вращении внутреннего кольца V = 1); Кб – коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки (Кб = 1,3...1,5); Кт – температурный коэффициент (для стали ШХ15 при температуре до 100°С Кт = 1); Rр – силы возникающие в подшипнике (R = наибольше результирующей реакции опор вала).
для быстроходного вала:
Рр = 1 2943 1,5 1 = 4415 Н
для тихоходного вала:
R = 1578,5 H, т.к. наибольшая реакции опор на этом валу R = 1578,5 H.
Р = 1 1578,5 1,5 1 = 2368 Н
Динамическая грузоподъемности и ресурс связаны эмпирической зависимостью:
где: а1 – коэффициент надежности (а1 = 1); а2 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации (для шарикоподшипника (кроме сферических) а2 = 0,7...0,8, для роликоподшипников: цилиндрических, шарикоподшипников сферических двухрядных а2 = 0,5...0,6, для роликоподшипников конических а2 = 0,6...0,7, для роликоподшипников сферических двухрядных а2 = 0,3...0,4).
для быстроходного вала:
для тихоходного вала:
По каталогам подшипников выбираем подходящим нам, руководствуясь динамической грузоподъемностью (С,Н) и диаметром подшипника под вал (d,мм):
для быстроходного вала:
dn1 = 40мм, С = 4423, наиболее подходящим является подшипник средней серии №308 (С = 31300 Н)
для тихоходного вала:
dn1 = 50мм, С = 2375 Н, наиболее подходящим является тот же подшипник средней серии №308 (С = 31300 Н)