4.3 Расчет долговечности подшипников качения
Для всех подшипников принимаем:
Кинетический коэффициент V=1 , т.к. в каждом случае вращается внутреннее кольцо, а наружное неподвижно относительно приложенной нагрузки; Коэффициент безопасности K = 1,1;Температурный коэффициент Kt = 1.
4.3.1 Расчет долговечности подшипников входного вала:
Выбраны подшипники — 176309 и 2209
Опора А: 176309 шарикоподшипник радиально-упорный, его динамическая грузоподъемность равна С=61400 Н, статическая С0=37000 Н
Динамическая приведенная нагрузка равна:
,
,
Долговечность подшипника равна:
ч
> th=1000
ч
Опора В: 2209 роликоподшипник радиальный, его динамическая грузоподъемность равна С=44000 Н, статическая С0=25500 Н
Динамическая приведенная нагрузка равна:
Н
Долговечность подшипника равна:
ч
> th=1000
ч
4.3.2 Расчет долговечности подшипников промежуточного вала:
Выбраны подшипники — 7310
Опора C: 7310A конический роликоподшипник радиально-упорный, его динамическая грузоподъемность равна С=117000 Н, статическая С0=90000 Н.
Динамическая приведенная нагрузка равна:
,
,
Н
Долговечность подшипника равна:
ч
> th=1000
ч
Опора D: 7310 конический роликоподшипник радиальный, его динамическая грузоподъемность равна С=100000 Н, статическая С0=75000 Н.
Динамическая приведенная нагрузка равна:
Долговечность подшипника равна:
ч
> th=1000
ч
4.3.3 Расчет долговечности подшипников выходного вала:
Выбраны подшипники — 7216.
Опора E: 7216 конический роликоподшипник радиально – упорный, его динамическая грузоподъемность равна С=112000 Н, статическая С0=95200 Н.
Динамическая приведенная нагрузка равна:
,
,
Н
Долговечность подшипника равна:
ч
> th=1000
ч
Опора F: 7216 конический роликоподшипник радиально – упорный, его динамическая грузоподъемность равна С=112000 Н, статическая С0=95200 Н.
Динамическая приведенная нагрузка равна:
,
,
Н
Долговечность подшипника равна:
ч
> th=1000
ч
4.4 Расчет диаметров валов на статическую прочность в опасных сечениях
Материал вала -
12Х2Н4А. Т.к. в нашем случае
, поэтому значение запаса статической
прочности принимаем
.
Тогда допускаемое напряжение при расчете
на статическую прочность
.
Определим диаметры валов в опасных
сечениях из расчета на статическую
прочность:
Входной вал:
;
dI(1)
мм ;
;
dI(2)
мм ;
;
dI(3)
мм ;
;
dI(4)
мм ;
Во всех сечениях условие статической прочности выполняется.
Промежуточный вал:
;
dII(1)
мм ;
;
dII(2)
мм ;
dII(3)
мм ;
Во всех сечениях условие статической прочности выполняется.
Выходной вал:
dIII(1)
мм ;
dIII(3)
мм ;
Во всех сечениях условие статической прочности выполняется.
4.5 Проверочный расчет валов на выносливость
Материал валов имеет следующие механические характеристики:
.
Определим коэффициент
запаса прочности
и сравним его с допускаемым
.
Входной вал
Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении 1, где концентратором напряжений является шлицы.
Значение эффективных
коэффициентов концентрации напряжений
при наличии эвольвентных шлицев для
вала, изготовленного из стали, имеющей
,
находим по табл. 11 [5]: Кσ=1,75; Кτ=1,6.
Масштабный фактор
при изгибе и кручении для вала диаметром
d=36 по табл.14 [5]:
0,77.
Коэффициент качества поверхности при
чистоте обработки 6 класса согласно
табл.16 [5], принимаем
.
Момент сопротивления изгибу и кручению:
Wи
=
мм3,
Wк =2∙Wи = 8,848·103 мм3.
Среднее напряжение
цикла
.
Амплитуда изгибных напряжений:
σа = 0 МПа .
Средние напряжения кручения:
МПа
Амплитуда цикла при кручении:
МПа
Общий запас прочности по усталости:
Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении 2, где концентратором напряжений является галтель r=1 мм.
Значение эффективных коэффициентов концентрации напряжений в галтели находим по табл.9 [5].
d2 =52 мм, d1 =45 мм, r =1 мм;
h = (52 - 45) / 2 = 3,5 мм; h/r = 3,5/1 =3,5 ; r/d = 1 / 45 = 0,022 ; Kσ=2,37 Kτ =1,86.
Масштабный фактор при изгибе и кручении для вала диаметром d=45 по табл.14 [5]: 0,73. Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5], принимаем .
Момент сопротивления изгибу и кручению:
Wи
=
мм3,
Wк =2∙Wи = 14351 мм3.
Среднее напряжение цикла .
Амплитуда изгибных напряжений σа = 0 МПа .
Средние напряжения кручения:
МПа
Амплитуда цикла при кручении:
0,25∙52,26=13,07
МПа
Общий запас прочности по усталости:
>1,6
Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении 3, где концентратором напряжений является галтель r=2 мм.
Значение эффективных коэффициентов концентрации напряжений в галтели находим по табл.9 [5].
d2 =70 мм, d1 =45 мм, r =2 мм;
h = (70 - 45) / 2 = 12, 5 мм; h/r =12,5/2 =6,25 ; r/d = 2 / 45 = 0,04 ; Kσ=3,04 Kτ =1,92.
Масштабный фактор при изгибе и кручении для вала диаметром d=45 по табл.14 [5]: 0,73. Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5], принимаем .
Момент сопротивления изгибу и кручению:
Wи = мм3,
Wк =2∙Wи = 14351 мм3.
Среднее напряжение цикла .
Амплитуда изгибных напряжений:
σа
МПа .
Средние напряжения кручения:
МПа
Амплитуда цикла при кручении:
0,25∙52,26=13,07 МПа
Коэффициент запаса прочности при изгибе
Коэффициент запаса прочности при кручении
Общий запас прочности по усталости:
>1,6
Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении 4, где концентратором напряжений является галтель r=1 мм.
Значение эффективных коэффициентов концентрации напряжений в галтели находим по табл.9 [5].
Значение эффективных коэффициентов концентрации напряжений в галтели находим по табл.9 [5].
d2 =52 мм, d1 =45 мм, r =1 мм;
h = (52 - 45) / 2 = 3,5 мм; h/r = 3,5/1 =3,5 ; r/d = 1 / 45 = 0,022 ; Kσ=2,37 Kτ =1,86.
Масштабный фактор при изгибе и кручении для вала диаметром d=45 по табл.14 [5]: 0,73. Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5], принимаем .
Момент сопротивления изгибу и кручению:
Wи = мм3,
Wк =2∙Wи = 14351 мм3.
Среднее напряжение цикла .
Амплитуда изгибных напряжений:
σа
=
МПа .
Средние напряжения кручения:
МПа
Амплитуда цикла при кручении:
МПа
Общий запас прочности по усталости:
>1,6