4. Проектировочный (ориентировочный) расчет I вала

Валы предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой «улучшение». = 800 МПа, = 130 МПа.

= = 23.5 мм

Принимаем для I вала :

d под подшипником = 30 мм

d под звездочкой = 25 мм

d под колесом = 34 мм

6. Проектировочный (приближенный) расчет вала I

I вал

a = 42 мм, b = 47 мм, с = 58 мм

Радиальная нагрузка от звездочки цепной передачи F_B = 1821H

Усилия в зацеплении колес: окружная сила

F_t4 = = = 1083H

радиальная сила

F_r4 = F_t4 = 1083· = 422 H

осевая сила

F_x4 = F_t4 = 1083· = 416 H

= 0;

F_B· (a+b+c) – R_BX·(a+b) + F_r4·a - F_x4· = 0

R_BX = = = 3544.8 H

= 0;

– R_AX·(a+b) – F_x4· – F_r4·b + F_B·c = 0

R_AX = = = 625.9 H

– R_AX·a = – 625.9·42 = 26,29 H·м

F_B·c = –1821·58 = 105,62 H·м

= F_B·(b+c) + R_BX·b = –1821·(47+58) + 3544.8·47 = 25.99 H·м

R_BY·(a+b) – F_t4·a = 0

R_BY = =

–R_AY·(a+b) + F_t4·b = 0

R_AY = =

= –R_AY·a = –571.92·42 = - 24.02 H·м

=

= = 35,61 H·м

= = 85,92 H·м

= = 131,48 H·м

Вал предполагалось изготовить из стали 45, термообработка «улучшение».

= 880 МПа.

[ ]_III = = = 80 МПа;

d_C = = 22,1 мм

d_B = = 25,4 мм

d_D = = 14,44 мм

Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры подшипников, а так же учитывая необходимость обеспечения долговечность подшипников, окончательно принимаем:

d_B= d_A = d_ПОДШ = 30 мм

d_D= 25 мм

d_C = 34 мм

7. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ НА ВАЛ I

Исходные данные для подбора подшипников на I вале:

R_A = = = 847.85 H

R_B = = = 3580.66 H

F_x4 = 416 H; d_П = 30 мм; n_I = 237 об/мин; = 10000 часов

Предполагается установить подшипники шариковые радиально-упорные:

Подшипник 46206 ГОСТ 831-45. С^КАТ = 47.0 кН; е = 0,68; X = 0.41; Y = 0,87.

Размеры подшипника: d_П = 30 мм; D = 90 м; В = 23 мм

F_X5

S_A

S_B

Рисунок 7.2

S_A = e· = 0.68·847.85 = 577 H;

S_B = e· = 0.68·3580.66 = 2435 H.

Так как F_x4 + S_B > S_A – вал упрется в опору А и

F_{a A} = - S_A + S_B + F_x4 = S_B + F_x4 = 2345 + 416 = 2761 H;

F_{a B} = S_B =2435 H.

Так как = = 3.6 > e

Так как = = 0.68 e

P_A = ( ) =(1·848·0.41+0.87·2761)·1.8·1·1=4950 H

P_B = ( ) = (1·3581·1+0·2435)·1.8·1·1=6446 H

где – коэффициент безопасности [т.7.5.3, с.85]

– коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность подшипника [т.7.5.4, с.85]

– коэффициент эквивалентной нагрузки.

= = 1·0.8· = 310.11 млн. об,

где ; q - показатель степени кривой усталости.

Долговечность более нагруженного подшипника в часах:

= = 21808 часов

Так как = 21808 часов > = 10000 часов, долговечность предложенных подшипников обеспечивается.

8 . Проверочный (уточненный) расчет вала на сопротивление усталости.

Напряжения в сечениях вала изменяются:

А) напряжения изгиба по III циклу;

Б) напряжения кручения по II циклу, так как предполагаются частые пуски и остановки редуктора.

Сечение В

Рисунок 8.1

Концентратор 1 – напрессованное кольцо подшипника по L0/k6 [т.7.8.7, с.100]

Рисунок 8.1

=2.30; =3,16;

= 0.2·d³ = 0.2·30³ = 5400 мм³;

W = 0.1· d³ = 0.1·30³ = 2700 мм³.

= = 14.5 МПа;

= .

= = 13.5; = = =3,08.

S_B = = = = 3.00 > [S] = 1.8

Сопротивление усталости сечения B обеспечиваются.

Сечение D

Концентратор 1 – шпоночный паз

= 1,74; = 0,90

= = 1,93

Концентратор 2 – напрессованная ступица звездочки по H7/k6

1.96

Рисунок 8.2

= 0.2·d³ = 0.2 · 25³ – 2845 мм³

; = = 8,5.

Так как S_D = = 8.5 > [S] = 1.8

Сопротивление усталости сечения D обеспечиваются.