6. Расчет валов редуктора

6.1. Схема нагружения валов.

КП.ДМ.04.09.01.00.00.ПЗ

6.2. Определение реакций в опорах тихоходного вала и построение эпюр.

6.2.1. Вертикальная плоскость

6.2.1.1. Определение опорных реакций, Н:

Проверка:

6.2.1.2. Построение эпюры изгибающих моментов,

Участок I

Участок II

Участок III

КП.ДМ.04.09.01.00.00.ПЗ

6.2.2. Горизонтальная плоскость

6.2.2.1. Определение опорных реакций, Н:

Проверка:

6.2.2.2. Построение эпюры изгибающих моментов,

Участок I

Участок II

КП.ДМ.04.09.01.00.00.ПЗ

-25012,8

-50792,3

-102548

-36788,75

-184000

Рис. 8. Расчетная схема тихоходного вала редуктора.

КП.ДМ.04.09.01.00.00.ПЗ

6.3. Проверочный расчет валов.

6.3.1. Выбор материала вала:

Из сопоставления размеров валов и воспринимаемым нагрузкам сле­дует, что наиболее нагруженным является тихоходный вал редуктора. Расчет на прочность тихоходного вала проведем в со­ответствии с формулами ([II], гл. 12.)

В качестве материала вала принимаем: Сталь 45.

Из ([II], табл. 12.7) выпи­сываем:

,,,.

В соответствии с формой вала и эпюрами изгибающих М_х, М_у и вращающего M_к моментов (рис.4) предполо­жительно опасным сечением является сечение, в месте ycтaновки подшипника опоры В.

6.3.2. Расчет на статическую прочность

6.3.2.1. Результирующий изгибающий момент

6.3.2.2. Определяем осевой момент сечения

6.3.2.3. Определяем эквивалентное напряжение

6.3.2.4. Определяем коэффициент запаса прочности

где – - коэффициент перегрузки, принимаем: 2,5

КП.ДМ.04.09.01.00.00.ПЗ

6.3.3. Расчет на сопротивления усталости.

6.3.3.1. Определяем напряжения в опасных сечениях вала.

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба:

6.3.3.2. Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла, равна половине расчетных напря­жений кручения:

где W_K - по­лярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³.

6.3.3.3. Определяем коэффициент концентрации нормальных (К_σ )_Dи касательных напряжений(К_τ)_Dдля расчетного сечения вала:

где, К_σ и К_τ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений, принимаем по ([I], табл. 11.2)

КП.ДМ.04.09.01.00.00.ПЗ

K_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, принимаем по ([I], табл. 11.3)

K_F - коэффициент влияния шероховатости, принимаем по ([I], табл. 11.4)K_F = 1

K_Y - коэффициент влияния поверхностного упрочнения, принимаем по ([I], табл. 11.5);K_Y= 1

6.3.3.4. Определяем пределы выносливости вала

6.3.3.5. Определяем коэффициенты запаса по нормальным или касательным напряжениям,

6.3.3.6. Определяем коэффициент запаса прочности,

Вывод: Статическая прочность и сопротивление усталости вала обеспечивается.

КП.ДМ.04.09.01.00.00.ПЗ

7. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ.

Проверяем принадлежность подшипников 308 тихоходного вала цилиндрического одноступенчатого редуктора, работающего с умеренными толчками. Частота вращения кольца подшипника n =53,5 об/мин.

Осевая сила в зацеплении F_a =217 Н.

Реакция в подшипниках R₁ = 774,5 Н,R₂ = 2784,6 Н.

Характеристика подшипников: базовая динамическая грузоподъемностьC_r= 41000H([I], табл. К27…К30), статическая грузоподъемностьC_0r= 22400H, коэффициент радиальной нагрузкиX = 0,56, коэффициент вращенияV= 1, коэффициент безопасностиK_б= 1,3 ([I], табл. 9.4), температурный коэффициентK_τ= 1 ([I], табл. 9.5), коэффициент надежностиa₁= 1, коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатацииa₂₃ = 0,8. Требуемая долговечность подшипникаL_n= 40000 час.

Подшипники установлены по схеме в распор.

7.1. Определяем отношение: ,

где .

7.2. Определяем отношение: и по ([I],табл.9.2), интерполированием находим

7.3. По соотношению выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

КП.ДМ.04.09.01.00.00.ПЗ

7.4. Определяем динамическую грузоподъёмность:

7.5. Определяем долговечность подшипника:

Вывод:

Базовая динамическая грузоподьемность и долговечность подшипника существенно превышают расчетную, следовательно целесообразно использовать подшипник легкой серии, поэтому необходимо пересчитать расчет заново для подшипника 208.

7.6. Проверить принадлежность подшипника 208

Характеристика подшипников:C_r = 32000H, C_0r= 17800H,X = 0,56,V = 1,K_б= 1,3,K_τ= 1,a₁= 1,a₂₃ = 0,8. Требуемая долговечность подшипникаL_n= 40000 час.

7.7. Определяем отношение: ,

где .

7.8. Определяем отношение: и по ([I],табл.9.2), интерполированием находим

7.9. По соотношению выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

КП.ДМ.04.09.01.00.00.ПЗ

7.10. Определяем динамическую грузоподъёмность:

7.11. Определяем долговечность подшипника:

Вывод:

Подшипник пригоден, окончательно выбираем подшипник 208. (по размерам данного подшипника следует скорректировать компоновку)