- •Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок редуктора
- •Вибір електродвигуна
- •Кінематичний розрахунок редуктора
- •Вибір матеріалів для зубчастих коліс
- •4. Призначення допустимих напружень
- •4.1. Контактні напруження
- •4.2. Допустимі напруження на згин
- •Розрахунок передачі на довготривалу міцність Критерії розрахунку
- •Перша ступінь (конічна)
- •Проектний розрахунок передачі
- •Перевірка активних поверхонь зубців на контактну втому
- •Перевірка зубців на витривалість при згині
- •Перевірка активних поверхонь зубців на контактну міцність при дії максимального навантаження
- •5.2.2. Перевірка активних поверхонь зубців на контактну втому
- •5.2.3. Перевірка зубців на витривалість при згині
- •Перевірка активних поверхонь зубців на контактну міцність при дії максимального навантаження
- •5.2.5. Перевірка зубців на міцність при згині максимальним моментом
- •Геометричний розрахунок
- •5.2.7. Зусилля у зачепленні зубчастої пари
- •6.1. Початкові дані для розрахунку валів
- •6.2. Проектний розрахунок валів
- •6.2.1 Ведучий вал
- •6.4.2. Проміжний вал.
- •6.4.3. Ведений вал
- •6.5. Розрахунок довговічності підшипників
- •6.5.1. Розрахунок довговічності підшипників ведучого вала
- •6.5.2. Розрахунок довговічності підшипників проміжного вала
- •6.5.3. Розрахунок довговічності підшипників веденого вала
- •9.6. Перевірочний розрахунок валів на довготривалу міцність
- •9.6.1. Перевірочний розрахунок ведучого вала
- •6.6.2. Перевірочний розрахунок проміжного вала
- •6.6.3. Перевірочний розрахунок веденого вала
- •Змащування зубчастих коліс та підшипників
- •8. Вибір муфти та перевірка на міцність її елементів
- •Висновки
- •Література
6.4.2. Проміжний вал.
Для підшипника 7206 ГОСТ 27365-87: d=30мм; D=62мм; T=17,5; α=14°.
Згідно ескізної компоновки: а=49 мм; b=44 мм; с=44мм;
Ft2=1132Н; Fr2=125Н; Fa2=393Н; Т2е=0,065·106 Н·мм.
Ft2’=3921Н; Fr2’=1476Н; Fa2’=1039Н.
Рис. 6.5. Епюри моментів проміжного вала
Визначаємо опорні реакції:
вертикальна площина:
виконуємо перевірку:
горизонтальна площина:
варіант а:
виконуємо перевірку:
варіант б:
виконуємо перевірку:
сумарні опорні реакції:
варіант а:
варіант б:
Для наступних розрахунків приймаємо перший варіант, оскільки він створює більше навантаження на опору і має більше за абсолютним значенням зусилля - .
Епюри згинальних моментів:
вертикальна площина:
переріз С:
переріз D:
горизонтальна площина:
переріз С:
переріз D:
Сумарні згинальні моменти:
переріз С:
переріз D:
зліва:
справа:
Епюра крутного моменту:
6.4.3. Ведений вал
Зусилля зачеплення прикладаються в серединних площинах коліс. Опорні реакції прикладаються в центрах опор.
Ft3=3921Н; Fr3=1476Н; Fa3=1039Н; Т3е=0,288·106 Н·мм.
Визначаємо відстані між характерними ділянками валу:
Для підшипника 7208 ГОСТ 27365-87: d=40мм; D=80мм; Т=20; α=13°.
Згідно ескізної компоновки: а=43 мм; b=93 мм; с=127мм;
Рис. 6.6. Епюри моментів веденого вала
Попередньо приймаємо втулко-пальцеву пружну муфту (ГОСТ 2142-75) для якої при діаметрі валу dв= 36мм – D = 100мм.
Величина неврівноваженого зусилля для пружної втулково-пальцевої муфти:
Визначаємо опорні реакції:
вертикальна площина:
виконуємо перевірку:
горизонтальна площина:
варіант а:
виконуємо перевірку:
варіант б:
виконуємо перевірку:
сумарні опорні реакції:
варіант а:
варіант б:
Для наступних розрахунків приймаємо перший варіант, оскільки він створює більше навантаження на опори.
Епюри згинальних моментів:
вертикальна площина:
переріз С:
переріз В:
горизонтальна площина:
переріз С:
Сумарні згинальні моменти:
переріз В:
переріз С:
Епюра крутного моменту:
6.5. Розрахунок довговічності підшипників
6.5.1. Розрахунок довговічності підшипників ведучого вала
Попередньо було призначаємо радіально-упорний роликовий підшипник 7208 для якого згідно [2, C. 422, табл. 24.16]:
С=58,3кН; е=0,37; Y=1,6; X=0,4. Частота обертання вала складає n=2880об/хв.
Ресурс підшипника при даному навантаженні і 90% надійності обчислюємо за формулою:
,
Де, n – частота обертання вала, об/хв.;
C – базова динамічна вантажопідйомність;
μ – показник степеня; для роликових підшипників μ = 10/3;
P – еквівалентне динамічне навантаження на опору;
У загальному випадку величина еквівалентного динамічного навантаження дорівнює:
Тут X, Y – коефіцієнти зведення радіального та осьового навантаження до еквівалентного відповідно;
V – кінематичний коефіцієнт: V = 1,0 при обертанні внутрішнього кільця підшипника;
Fa – осьове навантаження на підшипник;
kδ – коефіцієнт безпеки (kδ = 1,0 при спокійному навантаженні, kδ = 1,2 при нетривалих перевантаженнях до 125% від номінального, kδ = 1,3...1,5 при помірних поштовхах – відповідає умовам навантаження передач 7–8 ступенів точності, kδ = 1,8...2,0 – для передач 9 ступеню точності при значних коливаннях навантаження і вібраціях);
kt – температурний коефіцієнт (при t ≤ 100º kt = 1,0, якщо t = 125º, то kt = 1,05, t = 150º – kt = 1,10);
Fs1, Fs2 – реактивні осьові складові, що виникають внаслідок нахилу лінії контакту для радіально-упорних підшипників.
Величина осьових реактивних складових:
e – параметр осьового навантаження.
Сумарні осьові навантаження:
Величина еквівалентного динамічного навантаження:
Опора1:
Опора2:
Ресурс підшипника визначаємо за формулою:
Ресурс підшипника набагато більший за термін експлуатації передачі.