- •Кафедра “Детали машин” Привод цепного транспортера
- •Содержание:
- •Введение.
- •Кинематический расчёт
- •Выбор электродвигателя
- •Уточнение передаточных чисел привода.
- •Определение вращающих моментов на валах привода.
- •2. Анализ результатов расчёта на эвм
- •3. Эскизное проектирование
- •3.1. Предварительный расчет валов
- •3.2. Расстояния между деталями передачи.
- •4. Подбор и расчёт подшипников
- •4.1 Выбор типов подшипников и схем установок.
- •Расчет подшипников.
- •4.2.1. Расчет подшипников на тихоходном валу
- •4.2.2. Расчет подшипников на промежуточном валу
- •4.2.3 Расчет подшипников на приводном валу
- •4.3 Выбор посадок подшипников
- •5. Поверочный расчёт валов на прочность
- •5.1. Тихоходный вал
- •5.2. Приводной вал
- •6. Расчет соединений
- •8. Расчет муфт
- •8.1 Расчет упругой муфты:
- •8.2 Расчет предохранительной муфты:
- •Список литературы:
4.2.3 Расчет подшипников на приводном валу
Исходные данные: |
|
Частота вращения вала: |
n=50.3 мин-1 |
Требуемый ресурс при надежности подшипников качения 90%: | |
Диаметр посадочных поверхностей вала: | |
Силы в зацеплении: |
|
Окружная: | |
Консольная: | |
Режим нагружения: |
3 |
Вращающий момент на приводном валу: |
|
Радиальные реакции опор от сил в зацеплении
H
H
Консольная нагрузка:
H
H
Суммарные радиальные силы:
Н
Н
Реакции опор для расчета
Для режима нагружения 3 коэффициент эквивалентности .
Вычисляем эквивалентные нагрузки:
Предварительный выбор подшипника
Предварительно назначаем однорядные конические радиально-упорные подшипники легкой серии: 1212.
Для принятых подшипников из табл. 24.12 (ГОСТ 28428-90) находим:
Коэффициент осевого нагружения по табл. 24.12:
Отношение:
что меньше Следовательно,
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:
Н
Определение расчетного ресурса
Расчетный скорректированный ресурс подшипника при (вероятность безотказной работы 90%);(шариковый подшипник):
Расчетный ресурс больше требуемого
Окончательно принимаем однорядные конические радиально-упорные подшипники легкой серии: 1212(ГОСТ 28428-90).
4.3 Выбор посадок подшипников
Промежуточный вал:
Интенсивность нагрузки Pr/Cr=0.081=> режим работы нормальный.
Нагружение внутреннего кольца - циркуляционное (т.7.6)=>
поле допуска k6;
Нагружение внешнего кольца – местное => поле допуска H7;
Тихоходный вал:
Интенсивность нагрузки Pr/Cr=0.148=> режим работы нормальный.
Нагружение внутреннего кольца - циркуляционное => поле допуска k6;
Нагружение внешнего кольца – местное => поле допуска H7;
Приводной вал:
Интенсивность нагрузки Pr/Cr=0.18=> режим работы тяжелый.
Нагружение внутреннего кольца - циркуляционное => поле допуска n6;
Нагружение внешнего кольца – местное => поле допуска H7;
5. Поверочный расчёт валов на прочность
5.1. Тихоходный вал
Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения
пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок.
Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние
разновидности цикла напряжений, статических и усталостных
характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности.
Fk- консольная сила
Силы в зубчатом зацеплении:
Ft=5087.5H,
Fr=1888H,
Fa=1012.4H,
KП- коэффициент перегрузки при расчёте на статическую прочность,
КП=2.2.
Вал изготовлен из стали марки 40x со следующими характеристиками
статической прочности и сопротивления усталости:
σВ=900МПа - временное сопротивление,
σТ=750МПа - предел текучести,
σ-1=410МПа - предел выносливости при изгибе,
τТ=450МПа - предел текучести при кручении,
τ-1=240МПа - предел выносливости при кручении,
ψТ=0.10
Определение внутренних силовых факторов:
;
Консольная нагрузка:
;
Суммарные реакции опор:
Определим силовые факторы для опасных сечений:
Сечение 1-1
Изгибающие моменты:
М1вп=1778.4*0.042=72.69Нхм
М1вл=750.68*0.090=67.56Нхм
М1г=1628.75*0.090=146.59Нхм
М(Fк)= 3472.3*0.090=312.5Нхм
Суммарный изгибающий момент:
Крутящий момент:
М1к= Мк=525.2Нм
Осевая сила:
Fа1 =Fа=1012.4Н
Геометрические характеристики сечения
W1=π*d3/32=3.14*(73)3/32=38172мм3
W1к=π*d3/16=3.14*(73)3/16=76345мм3
А1= π*d2/4=3.14*(73)2/4=4183мм2
Напряжение изгиба с растяжением (сжатием) и напряжением
кручения :
Частные коэф. запаса прочности по нормальным и касательным
напряжениям:
SТσ1=σТ/ σ1=750/27.9=26.9
SТτ1=τТ/ τ1=450/15.1=29.8
Общий коэф. запаса прочности по пределу текучести:
Сечение 2-2
Изгибающие моменты:
М2= М2(Fк)= 5729.37*0.080=458.35Нхм
Крутящий момент:
М2к= Мк=525.25Нхм
Осевая сила:
Fа2= Fа=1012.4Н
Геометрические характеристики сечения
W2=π*d3/32=3.14*(65)3/32=26947.6мм3
W2к=π*d3/16=3.14*(65)3/16=53895.2мм3
А2= π*d2/4=3.14*(65)2/4=3316.6мм2
Напряжение изгиба с растяжением (сжатием) и напряжением
кручения:
Частные коэф. запаса прочности по нормальным и касательным
напряжениям:
SТσ2=σТ/ σ2=750/38.1=19.7
SТτ2=τТ/ τ2=450/24.1=18.7
Общий коэф. запаса прочности по пределу текучести:
Сечение 3-3
Крутящий момент:
М3к= Мк=525.25Нхм
Геометрические характеристики сечения
напряжения кручения:
Частные коэф. запаса прочности по касательным напряжениям:
SТτ2=τТ/ τ2=450/44.72 =10.1
Общий коэф. запаса прочности по пределу текучести:
SТ= SТτ2=10.1
Статическая прочность обеспечена во всех опасных сечениях S>[ST]=2
Расчёт вала на сопротивление усталости:
Сечение1-1
Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла.
Зубчатое колесо установлено на валу с натягом. Поэтому концентратор
напряжений в сечении - посадка с натягом. Из табл. 10.13 имеем:
Кσ/ Кdσ=4.88
Кτ/ Кdτ=2.93
Посадочную поверхность вала под зубчатое колесо шлифуют(Ra=0.8мкм).
Из табл. 10.8:
КFσ =0.91
КFτ =0.95
Поверхность вала - без упрочнения: КV=1, (см. табл. 10.9)
Коэф. снижения предела выносливости:
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:
σ-1D= σ-1/K σD=410/4.98=82.3МПа
τ-1D= τ -1/K τ D=230/2.98=77.2МПа
Коэф. влияния асимметрии цикла:
ψ τD=ψ τ/ K τ D=0.034
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:
Sσ1= σ-1D/ σa1=82.3/12.47=6.6
Sτ1= τ-1D/ (τa1+ ψ τD* τm1)=77.2/(3.4+0.034*3.4)=22.1
Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:
Сечение2-2
Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла.
Внутреннее кольцо подшипника качения установлено на валу с натягом.
Поэтому концентратор напряжений в сечении - посадка с натягом.
Из табл. 10.13 имеем:
Кσ/ Кdσ=4.775
Кτ/ Кdτ=2.85
Посадочную поверхность вала под подшипник шлифуют( Ra=0.8мкм)
Из табл. 10.8:
КFσ =0.91
КFτ =0.95
Поверхность вала - без упрочнения: КV=1, (см. табл. 10.9)
Коэф. снижения предела выносливости:
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:
σ-1D= σ-1/K σD=410/4.87=84.2МПа
τ-1D= τ -1/K τ D=230/2.9=79.3МПа
Коэф. влияния асимметрии цикла:
ψ τD=ψ τ/ K τ D=0.035
Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:
Sσ2= σ-1D/ σa2=84.2/17=4.95
Sτ2= τ-1D/ (τa2+ ψ τD* τm2)=79.3/(4.9+0.035*4.9)=15.6
Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:
Сечение3-3
Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла.
Для передачи вращающего момента на консольном участке вала
предусмотрено шпоночное соединение. Поэтому концентратор
напряжений в сечении - шпоночный паз.
Из табл. 10.13 имеем:
Кτ/ Кdτ=2.7
Паз выполняется концевой фрезой( Ra=3.2мкм)
Из табл. 10.8 :
КFτ =0.89
Поверхность вала- без упрочнения: КV=1, (см. табл. 10.9)
Коэф. снижения предела выносливости:
Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:
τ-1D= τ -1/K τ D=230/2.8=82.1МПа
Коэф. влияния асимметрии цикла:
ψ τD=ψ τ/ K τ D=0.036
Коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении:
S3= Sτ3= τ-1D/ (τa3+ ψ τD* τm3)=82.1/(10.17+0.036*10.17)=7.8
Сопротивление усталости вала обеспечено во всех опасных сечениях
S> [S]=1.5-2.5.