Определяем долговечность подшипника

Полученная долговечность меньше минимально допускаемой для зубчатых редукторов, которая по ГОСТ 16162 - 78 составляет 10 000 ч. Поэтому выбираем подшипник средней серии 306 и вновь проводим расчёт на долговечность.

Долговечность подшипника 306 соответствует ГОСТ 16162 - 78.

Проверяем, подойдёт ли этот подшипник для опоры А. На опору А действует осевая нагрузка

Определяем отношение , где С₀ - коэффициент статической грузоподъёмности.

Для подшипника 306 С₀ = 14 800 Н (табл. П 7.2).

Осевая нагрузка незначительна и её можно не учитывать. Следовательно для опоры А также можно использовать подшипник 306.

Конструирование вала II

Диаметр вала под подшипник d₁ = 30 мм.

Диаметр d₂ (рис. 9.5) должен быть меньше диаметра d₁ , чтобы обеспечить свободное прохождение подшипника к месту посадки:

Диаметр d₃ определяется по формуле [1,18]

где r – ширина фаски внутреннего кольца подшипника (табл. П 7.2).

Рис. 9.5 Конструкция вала

Рис. 9.6 Вал промежуточный в сборе

Диаметр d₄ назначается из условия свободного прохождения зубчатого колеса к месту посадки:

Диаметр буртика d₅ , который необходим для осевой фиксации зубчатого колеса, определяется по формуле

Размеры шпонок и шпоночных канавок назначаются по диаметру вала в месте посадки зубчатых колёс [14].

Длину шпонки назначают на 5–10 мм меньше длины ступицы из ряда стандартных значений.

Для конической шестерни: шпонка 8х7х22 мм ; для цилиндрического колеса: шпонка 10х8х22 мм.

Выбранные шпонки проверяем на смятие [16]:

где М – передаваемый момент, Н  мм; d – диаметр вала, мм; l_P – расчётная длина шпонки, мм; h – высота шпонки, мм; t₁ – глубина паза вала, мм; [_см] – допускаемое напряжение смятия, МПа.

Для стальной ступицы [_см] = 100 – 120 МПа.

При скругленных торцах шпонки , где l – длина шпонки, мм;

b – ширина шпонки, мм.

Для шпонки конической шестерни

Условие прочности выполняется:

Для шпонки цилиндрического колеса:

Условие прочности выполняется:

Вал II в сборе представлен на рис. 9.6.

Уточнённый расчёт вала II

Наиболее опасными являются сечения I-I и II-II (рис. 9.5), где действуют наибольшие нагрузки и имеются концентраторы напряжений. Отдельно для каждого из них определяем коэффициент запаса усталостной прочности.

Сечение I-I

Концентратором напряжений в данном сечении является шпоночная канавка.

Предел выносливости материала вала при симметричном цикле [22]

где  _В = 600 МПа – предел прочности углеродистой стали (Сталь 35, Сталь 45).

При  _В = 600 МПа эффективный коэффициент концентрации напряжений К_ = 1,6.

Значение масштабного фактора _ выбираем по табл. П 7.3.

Для диаметра вала d = 30 мм _= 0,88.

Для углеродистой стали принимаем коэффициент

Амплитудное значение нормальных напряжений _а определяем по эквивалентному изгибающему моменту [22].

При наличии продольной силы среднее нормальное напряжение цикла опреде-

ляется по формуле [22]

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям [22]

.

Для этого же материала предел выносливости при кручении

Для  _В = 600 МПа принимаем К_ = 1,5.

Значение масштабного фактора _ = _ =0,88. Коэффициент _ = 0,1.

При определении касательных напряжений _а и _m исходим из того, что напряжения кручения изменяются по самому неблагоприятному пульсирующему циклу.

Тогда

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по касательным напряжениям

.

Определяем общий коэффициент запаса усталостной прочности [22]

Полученное значение вполне удовлетворяет условию прочности.

Сечение II-II

Для валов с напрессованными деталями определяем отношение при

d = 30 мм; (табл. П 7.4).

Для касательных напряжений значение определяем по формуле

.

Для данного сечения вала определяем напряжения

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности

Сечение II-II является наиболее опасным и коэффициент запаса усталостной прочности лежит в пределах допустимых значений.

10. ПРОЕКТИРОВАНИЕ МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ

Электромеханический привод является наиболее распространенным для механических передач. Рассмотрим проектирование электромеханического привода по заданным мощности и оборотам на выходе. Привод состоит из электродвигателя (асинхронного), муфты, ременной или иной механической передачи, установленных на общую раму или на фундамент. В учебных проектах дополнительно задаются обороты электродвигателя и тип механической передачи, материалы зубчатых колёс, которые в условиях производства выбираются конструктором на стадии технического предложения.

Правила проектирования и оформления технической документации стандартизованы. Предусмотрены пять стадий изготовления конструкторской документации: техническое задание, техническое предложение, эскизный проект, разработка рабочей документации.

В условиях учебного проектирования стадии несколько упрощаются.

Стадия технического предложения в проекте отсутствует ввиду жесткой регламентации задания.

Эскизное проектирование включает: кинематический расчёт привода, расчёт механических передач с эскизированием их деталей и общей компоновки. Эти чертежи исполняются на миллиметровой бумаге. Одновременно выполняется расчёт деталей и узлов, так как размеры, необходимые для расчёта, часто можно определить только из чертежа. Расчёт уточняет размеры конструкции. Первые проектные расчеты, определяющие ориентировочные размеры изделий, выполняются упрощенными и приближенными. Окончательный расчёт проводится в форме проверочного расчёта готовой конструкции. В случае удовлетворительных результатов расчёта чертежи выполняются на ватмане с соблюдением всех требований стандарта и представляют собой технический проект изделия.