31. Расчет вала на прочность

Для предварительного определения диаметра вала выполняют ориентировочный расчет его на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению[] без учета влияния изгиба.

Уточненный расчет проводят как проверочный

Суммарный изгибающий моментв сечении I:

Суммарный изгибающий моментв сечении II:

Однако учитывая, что диаметр сечения I составляет 30мм, а сечения II 47 мм опасным будет являться сечение I

К_П – коэффициент перегрузки двигателя, К_П =2

Действующие максимальный момент и осевая сила с учетом коэффициента перегрузки двигателя.

32. Расчет вала в опасном сечении

Наиболее опасным является сечение вала, в котором действует изгибающий момент равный 420Нм. Т.к. вал имеет меньшее значение при большем изгибающем моменте.

Определим геометрические характеристики опасного сечения:

Площадь опасного сечения:

Момент сопротивления при изгибе

Момент сопротивления при кручении

Нормальные напряжения возникающие в опасном сечении:

Касательные напряжения возникающие в опасном сечении

В качестве материла вала-шестерни назначена сталь 45, для которой

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений

Статическая прочность обеспечена, так как коэффициент запаса больше минимального

33. Расчет на сопротивление усталости

Напряжения в опасном сечении вычисляют по формулам

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений K__так как отношение r/d=0.02, а _B=640 МПа (табл.10.6)[3].

Коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения К_d(K_d)=0.83, так как диаметр вала равен 30 мм(табл. 10.7)[3]).

Коэффициенты влияния качества поверхности К_F=0.85, К_F=0.9

Так как шероховатость в пределах Ra~1.6..3.2

Коэффициент влияния поверхности упрочнения K_V=1. Так как поверхность без упрочнения.

На основании выше принятых коэффициентов можно вычислить коэффициенты снижения предела выносливости:

Зная эти коэффициенты найдем пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

Коэффициент влияния ассиметрии цикла

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Коэффициент запаса в рассматриваемом сечении

Сопротивление вала усталости обеспечено

34. Расчет подшипников

Для типового режима нагружения коэффициент эквивалентности.

Вычисляем эквивалентные нагрузки, приводя переменный режим нагружения к эквивалентному постоянному.

Предварительно назначаем конические роликовые подшипники легкой серии 7206А. Схема установки подшипников в распор. Обе опоры фиксирующие, каждая фиксирует вал в одном направлении.

Для принятых подшипников по каталогу находим:

Сr=38000 H e=0.36 Y=1.65

Минимально необходимые для нормальной работы радиально-упорных подшипников осевые силы:

Находим осевые силы нагружающие подшипник

Примем F_bX=F_bmin=292.5 Н

Тогда из условия равновесия вала

F_APX= F_XP+F_bX=320+292.5=612.5 H

Отношение F_APX/F_a=612.5/1323=0,463,что больше е=0,36. Тогда для опоры I X=0,4, Y=1,65

Отношение F_bX/F_b=292.5/812.5=0,36. Тогда для опоры I X=0.4, Y=1.65

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка для подшипников при V=1; КБ=1,4 и КТ=1

Дальнейший расчет ведем для более нагруженного подшипника II

Вычисляем скорректированный ресурс при а1=1 (вероятность безотказной работы 90%), а23=0,6 (обычные условия применения) и к=10/3 (роликовый подшипник)

Что больше требуемых 7224 часов. Подшипник пригоден.