Расчет валов редуктора

Государственный комитет российской федерации

 по высшему образованию



Московский Государственный Строительный Университет











Кафедра Детали машин





Абрамов В.Н. Мещерин В.Н.















Проектирование привода машин

Часть III



Валы и подшипники.





Методическое пособие для студентов факультета

 Механизации автоматизации строительства

































Москва 200 год.





Предварительная конструктивная проработка валов и подшипниковых узлов выполняется на стадии эскизного проекта редуктора с использованием рекомендаций [3…6] и других источников. Окончательное конструктивное исполнение этих узлов определяется по результатам расчета валов и подшипников по критериям их работоспособности. При известных нагрузках на валы эти расчеты можно произвести, составив расчетную схему каждого вала.

На сборочных чертежах и схемах подшипники качения в осевых разрезах изображается, как правило, упрощенно по СТ СЭВ 1797 - 79. На конструктивных схемах обычно не указываются конструкция и тип подшипника сплошными линиями, внутри которого проводятся сплошными тонкими линиями диагонали (рис. 9.4…9.6). Рекомендуемые разновидности упрощенного изображения подшипников качения на сборочных чертежах приведены в таблице 9.1. Для студентов предпочтительно изображать подшипники комбинированно, то есть в одной половине выполнить разрез конструкции подшипника без фасок и сепаратора, а во второй половине – условное контурное очертание. Оно выполняется сплошными основными линиями, внутри которого проводя сплошные тонкие линии диагонали (первая строка в таблице).

Конструкции подшипниковых узлов выполняются по схемам "враспор", "врастяжку" и с одной или двумя плавающими опорами (см. главу 6 [4]). Каждая из рассматриваемых схем установки подшипников имеет свои преимущества, недостатки и область применения.

Расчетные схемы валов и осей редукторов представляются в виде балок на шарнирных опорах. Плавающие опоры, воспринимающие только радиальные нагрузки, заменяют шарнирно-подвижными опорами. Положение шарнирной опоры для радиальных подшипников принимаются в середине ширины подшипника.

Для радиально-упорных подшипников расстояние "а" точки приложения радиальной реакции от торца подшипника (рис. 9.1) может быть определена аналитически по формулам:

		Шарикоподшипники радиально-упорные однорядные

;

		Роликоподшипники конические однорядные радиально-упорные

;

Значения В, Т, d, D, α и е принимаются по таблицам параметров подшипников.



























Рис. 9.1.Проведенные расчеты конструкций валов показы-вают, что при незначитель-ной погрешности результа-тов расчета можно принять а ≈ В для подшипников типа 36000 и а ≈ Т для подшипников типа 7000.

Для составления расче-тных схем валов целесоо-бразно нарисовать объем-ную схему редуктора с на-гружением колес и валов типа приведенной на рис. 9.3. На этом рисунке условно изображены валы, подшипники и средние сечения колес по делительным или начальным диаметрам, к которым приложены соответствующие силы в зонах зацепления. Согласно задания к схеме привода к тихоходному валу приложены силы от передачи. При выборе направления сил учитывается направление вращения валов и наклон зубьев и витков в элементах передач. При отсутствии специальных требований червяк имеет правое направление витков, а червячное колесо – правое направление зубьев. Наклон зубьев цилиндрических колес целесообразно выбирать с учетом возможного взаимного уравновешивания осевых сил. Положение вектора силы FM, действующей от соединительной муфты на быстроходный вал, не фиксируется так как оно имеет случайный характер. Примеры объемных схем редуктора приведены на рис 9.3 и других рисунках.

В нереверсивном приводе задается направление вращения выходного вала привода (конвейера, дробилки и т. д.) и с учетом числа передач, их разновидностей и компоновки привода определяется требуемое направление вращение входного (быстроходного) вала редуктора и двигателя. В курсовом проекте студент самостоятельно выбирает направление вращения быстроходного вала редуктора и задается направлением зубьев колес в косозубых передачах.

В приводах с частым реверсированием целесообразно рассмотреть реакции в опорах и изгибающие моменты валов при их вращении в двух направлениях с целью последующего расчета на прочность валов и подшипников редуктора по наихудшему варианту нагружения или с учетом частого реверсирования. Из рисунка 9.3. видно, что при реверсировании привода изменяется обычно направление окружной и осевой сил в зубчатых передачах. Для некоторых конструкций валов, на которых, например, установлены только колеса конических и прямозубых цилиндрических передач, реверсирование не влияет на их прочность и долговечность подшипников.

Для валов, опирающихся на радиально-упорные подшипники осевая нагрузка определяется не только соответствующими составляющими сил в зацеплении.

В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок Rri возникают внутренние осевые составляющие Si, определяемые по формулам:

0,83∙е∙Rri;

для конических роликоподшипников Ке=0,83;

е∙Rri;

для радиально-упорных подшипников Ке=1;

где е – вспомогательный коэффициент влияния осевой нагрузки, принимаемый по таблице параметров подшипников;

Ке – коэффициент, учитывающий тип подшипника.

Для определения общих осевых нагрузок Rri в опорах с радиально-упорными подшипниками учитывают условие равновесия всех осевых сил, действующих на вал, т.е. сумму внешних осевых нагрузок Fa∑, приложенных к валу, и осевые составляющие Si от радиальных нагрузок Rri. Рекомендации по определению Rаi с учетом схемы установки и условия нагружения приведены в таблице 9.2. В верхней части каждой схемы установки показаны радиальные нагрузки Rri на подшипники и их осевые составляющие Si, а в нижней части – общие осевые нагрузи Rаi и суммарная осевая нагрузка Fa∑ с учетом её направления.

Рассмотрим часто встречающуюся конструкцию узла вала, который имеет одну плавающую опору Б (рис 9.2.) и вторую опору А с двумя радиально-упорными подшипниками, которые воспринимают все осевые нагрузки.

Установленные "враспор" рядом два радиально-упорных подшипника (опора А на рисунке 9.2,а) имеют практически одну точку опоры в середине между этими подшипниками. Установка рассматриваемых подшипников "врастяжку" (опора Б на рисунке 9.2,б) ведет к разнесению их опорных точек, что требует увеличения точности изготовления расточек в корпусе под опоры А и Б, ухудшает условия работы подшипников и усложняет их расчет. Поэтому конструкция опоры А по рисунку 9.2,б обычно не используется.

Рекомендации по определению общей радиальной и осевой нагрузок, воспринимается каждым из двух радиально-упорных подшипников (1 и 2) установленных, "враспор" в одной опоре А (рис 9.2,а), приведены в таблице 9.3. Схемы установок в таблице 9.3 отличаются направлением суммарной внешней осевой силы Fa∑. При наличии Fa∑ суммарная радиальная нагрузка Rа опоры А неравномерно распределяется на подшипники 1 и 2 этой опоры. При относительно больших значениях силы Fa∑ всю радиальную и осевую нагрузку воспринимает только один из подшипников (1 или 2) в зависимости от направления силы Fa∑.

На рисунке 9.2. также даны варианты узла вала с консистентной смазкой подшипников опор А и Б, в отличии от узла вала (рис 7.3. [6]), где смазка подшипников осуществляется разбрызгиванием (верхнее расположение червяка) или окунанием в масло (нижнее расположение червяка). На рисунке 9.2,а показаны размеры l1, l2 и l3, требуемые для расчета валов и подшипников, а римскими цифрами возможные опасные сечения вала, проверяемые расчетом на прочность. Параметры радиальных шарикоподшипников с одной и двумя защитными шайбами, которые могут быть использованы в опоре Б (рис 9.2,б) и других опорах приводов, даны в таблице 9.4.

Проверка прочности валов производится в опасных сечениях, определяемых: относительно небольшими размерами; наличие вращающих или больших изгибающих моментов и их совместного действия; наличие концентраторов напряжения. Это сечения:

		под шестерней или колесом зубчатых передач, где концентратором является шпоночная канавка (табл. 8.5. [3]), посадка с натягом (табл. 8.7. [3]) или шлицевой участок вала (табл. 8.6. [3]);

		под подшипниками качения, где действуют нагружающие моменты, а концентратором является посадка с натягом подшипника (табл. 8.7. [3]);

		по выточкам под выход резца при нарезании резьбы, под выход долбяка при нарезании зубьев, под выход шлифовального круга или под кольца (табл. 8.3. [3]);

		в местах перепада диаметров с галтелями в виде радиусов табл. 8.2. [3]).

В некоторых конструкциях валов целесообразно проверка прочности сечений с другими специфическими концентраторами напряжений. В учебном процессе рекомендуется проверять два наиболее опасных сечения каждого вала с целью сокращения объема расчетных работ. В рассматриваемых примерах, проверяемые сечения валов соответствуют номерам точек валов, в которых производится проектировочный расчет и выбор их диаметров (см. раздел 7.2. [6]). Так как все расчетные сечения перпендикулярны оси вала, то с целью упрощения на схемах и в расчетах сечения обозначаются одной римской цифрой или буквой.







Пример расчета для схемы 69. Проверочный расчет валов и подшипников редуктора.

9.1 Исходные данные

9.1.1 Вращающие моменты и частоты вращения валов.

Быстроходный вал 1

Т1=Тб.в.= 11,3 Н∙м  ; n1=nб.в=2880 мин-1

Промежуточный вал 2

Т2=Тп.в.= 190,2 Н∙м  ; n2=nп.в=150 мин-1

Тихоходный вал 3

Т3=Тт.в.= 575,4 Н∙м  ; n3=nт.в=47,6 мин-1

Отношение максимальных (пиковых) моментов на каждом валу к номинальным значениям    

9.1.2. Составляющие силы в зацеплении колес.

I - ступень – червячная передача

Ft1I=Fa2I=565 H

Fa1I=Ft2I=2503 H

Fr1I=Fr2I=911 H

II - ступень – цилиндрическая передача

Ft1II=Ft2II=6309 H

Fr1II=Fr2II=2449 H

Fa1II=Fa2II=2341 H

Индекс 1 для шестерни, а индекс 2 для колеса.

9.1.3. Расчетная нагрузка от цепной передачи на тихоходный вал  Fц=6181,8 Н

Согласно задания к схемы 6 привода цепная передача наклонена к горизонту под углом 30˚.



Размеры сечений валов, параметры подшипников, расстояние между опорами, колесами и звездочкой и другие данные берутся из проведенных расчетов, а также эскизных проектов редуктора и предохранительной муфты. 

9.1.4. Делительные диаметры колес передач I и II ступеней, к которым приложены составляющие силы в зацеплениях: d1I = 40 мм; d2I= 152 мм;  d1II= 57,6 мм;  d2II= 182,4 мм.

9.2. Объемная схема редуктора



Как указывалось ранее, с целью уменьшения объема расчетов студентам допускается рассматривать только одно выбранное направление вращения валов частореверсируемого редуктора.Рассчитывая частореверсивный привод, поэтому рассматривается две объемные схемы редуктора с направлениями действующих сил. На рисунке 9.3,а приведена схема при вращении входного вала против часовой стрелки, а на 9.3,б – при вращении входного вала по часовой стрелке.











Объемные схемы редукторов по схемам 1…5 приводов приведены на рисунках 9.9,а…9.13,а, соответственно, а для схемы 7 привода на рисунке 9.14,а. На рисунке 9.15,а приведена объемная схема редуктора по схеме 1 привода с другим расположением входного и выходного концов валов редуктора. В схемах 5 и 6 возможно также изменение положения червячной и цилиндрической передач внутри корпуса относительно выходного конца вала редуктора.9.3 Реакция опор, вращающие и изгибающие моменты быстроходного вала.

Конструкция узла вала-червяка выполнена по варианту, изображенному на рисунке 9.2,а. Левая опора содержит два конических роликовых подшипника, поставленных "враспор" и воспринимающих все осевые силы. В этом случае расчетная точка левой опоры А балочки-вала принимается в середине между подшипниками. Правая опора является "плавающей" и содержит один радиальный шариковый подшипник. При этом расчетная точка Б правой опоры балочки-вала принимается в середине подшипника. Требуемые расчетные расстояния берутся из эскизного проекта редуктора: l1=112мм; l2=98мм; l3=98мм.



Часто в приводах по схемам 1,2,3 и 7 быстроходные валы установлены на двух радиальных шарикоподшипниках, расположенных в опорах А и Б. Расчетные точки опор балочки-вала принимаются в середине подшипников, а расчетные расстояния l1, l2 и l3  берутся из разработанных эскизных проектов редукторов. При этом радиальные реакции в опоре и изгибающие моменты валов рассчитываются аналогично рассматриваемому быстроходному валу.Расчетные конструктивные схемы вала-червяка, с учетом объемных схем редуктора, приведены в верхней части рисунков 9.4. а и в. При этом рисунок 9.4,а соответствует вращению быстроходного вала против часовой стрелки, а 9.4,б – по часовой. 



Рекомендуется также использовать соединительные упругие муфты с резиновой звездочкой и с упругой оболочкой.

Для схемы 4 привода конструктивная схема быстроходного вала приведена на рисунке 9.12,б. Реверсивность привода не влияет на величины суммарных реакций в опорах и величины изгибающих моментов в этом валу. Поэтому реверсивность не учитывается в расчетах на прочность этого вала и долговечность его подшипников.9.3.1. Входной вал редуктора соединяется с валом электродвигателя муфтой упругой втулочно-пальцевой. [4]

Муфта вследствии неизбежной несоосности соединяемых валов нагружает входной вал дополнительной силой  FM.

FM 168 Н



Направление силы FM зависит от погрешностей монтажа и заранее его определить нельзя. В этом случае определение наиболее неблагоприятных величин радиальных реакций каждой из опор вала осуществляется следующим образом. Первоначально определяются результирующие реакции в опорах вала от силы в зацеплении колёс, а затем эти реакции арифметически суммируются с определенными отдельно реакциями в опорах А и Б вала от силы FM.где Т1 – в Н·м

9.3.2. Реакция в опорах быстроходного вала.

Для определения реакция опор и эпюр моментов балочку-вал (рис. 9.4.) рассматривают в двух взаимно перпендикулярных плоскостях YOZ и XOY, в которых лежат составляющие силы в зацеплении.

9.3.2.1. При вращении входного вала против часовой стрелки. (рис. 9.4,а)

		В плоскости YOZ

∑МAZ = 0;              

Н

∑МБZ = 0;              

Н

Проверка ∑FZ = 0;                          711-911+200=0

Реакции найдены правильно.

б) В плоскости XOY

∑МAZ = 0;            Н

∑МБZ = 0;              Н

Проверка ∑FZ = 0;                       285,2-585+282,5=0

Реакции найдены правильно.

в) Результирующие радиальные реакции опор от сил в зацеплении.

765 Н

346 Н

г) Реакции от силы FM

∑МA = 0;           Н

∑МБ = 0;         Н

Проверка ∑F = 0;                       168-264+96=0

Реакции найдены правильно.

д) Суммарные радиальные реакции в опорах.

765+264=1029 Н

364+96=442 Н

е) Суммарная внешняя осевая нагрузка.



Для привода по схемам 1, 2, 3 и 7 с быстроходными валами, установленными на двух радиальных шарикоподшипниках, осевых составляющих Si от радиальных нагрузок нет. Суммарная внешняя осевая сила Fa∑, в зависимости от её направления и схемы установки подшипников ("враспор" или "врастяжку"), действует как результирующая осевая (RaA или RaБ) на один из подшипников опор. То есть Fa∑= RaA или Fa∑= RaБ и расчет пункта ж) не производится.

Для привода по схеме 4 и других схем с установкой быстроходного вала на двух радиально-упорных подшипниках (табл. 9.2.) далее определяют осевые составляющие    Si от радиальных нагрузок и общие осевые нагрузки Rai на опоры. При этом расчет Si и Rai аналогичен пунктам 9.6.2.1, д и е данного расчета, с использованием таблицы 9.2.Fa∑=Fa1I=2503 H

ж) Общие радиальные и осевые нагрузки на подшипники 1 и 2 опоры А.

Подшипники конические радиально-упорные № 7207 и Ке = 0,83, а по таблице П7 [3] е=0,37

Внешняя нагрузка Fa∑ направлена влево, что соответствует схеме нагружения "а" по таблице 9.3. Далее определяем условия нагружения. Так как

Fa∑=2503 Н > 0,83·е·0,83·0,37·1029=316 Н,

то это соответствует II случаю нагружения, то есть

1029 Н;            

 Fa∑=2503 Н;             0

9.3.2.2.При вращении входного вала против часовой стрелки. (рис. 9.4,а)

а) В плоскости YOZ

∑МAZ = 0;        

Н

∑МБZ = 0;              

Н

Проверка ∑FZ = 0;                          711-911+200=0

Реакции найдены правильно.

б) В плоскости XOY

∑МAZ = 0;             Н

∑МБZ = 0;            Н

Проверка ∑FZ = 0;                       285,2-585+282,5=0

Реакции найдены правильно.

в) Результирующие радиальные реакции опор от сил в зацеплении.

346 Н

765 Н

г) Реакции от силы FM

∑МA = 0;                 Н

∑МБ = 0;      Н

Проверка ∑F = 0;                       168-264+96=0

Реакции найдены правильно.

д) Суммарное радиальные реакции в опорах.

346+264=610 Н

765+96=861 Н

е) Суммарная внешняя осевая нагрузка.

Fa∑=Fa1I=2503 H

ж) Общие радиальные и осевые нагрузки на подшипники 1 и 2 опоры А.

Подшипники конические радиально-упорные № 7207 и Ке = 0,83, а по таблице П7 [3] е=0,37

Внешняя нагрузка Fa∑ направлена вправо, что соответствует схеме нагружения "б" по таблице 9.3. Далее определяем условия нагружения. Так как

Fa∑=2503 Н > 0,83·е·0,83·0,37·1029=316 Н,

то это соответствует II случаю нагружения, то есть

610 Н;              0

 Fa∑=2503 Н;            

9.3.3. Построение эпюр изгибающих моментов (рис 9.4.).

9.3.3.1. При вращении входного вала против часовой стрелки (рис 9.4,а).

а) Плоскость YOZ

Сечения А и Б – МАХ=0; МБХ=0

Сечение III слева – MIIIX =711·98·10-3=69,7 Н·м

Сечение III справа – MIIIX =200·98·10-3=19,6 Н·м

б) Плоскость ХOZ

Сечения А(II) и Б – МАZ=0; МБZ=0

Сечение III – MIIIZ =282,5·98·10-3=27,7 Н·м

в) Нагружение от муфты

Сечения Б и Ж – МБМ=0; МЖМ=0

Сечение А(II)  – МАМ=168·112·10-3=18,8 Н·м

Сечение III – MIIIМ =96·98·10-3=9,4 Н·м

г) Максимальные изгибающие моменты в сечениях II и III

МII=МАМ=18,8 Н·м

MIII=84,4 Н·м

9.3.3.2. При вращении входного вала по часовой стрелки (рис 9.4,б).

а) Плоскость YOZ

Сечения А и Б – МАХ=0; МБХ=0

Сечение III слева – MIIIX =200·98·10-3=19,6 Н·м

Сечение III справа – MIIIX = 711·98·10-3=69,7 Н·м

б) Эпюры от изгибающих моментов в плоскости YOZ и ХOZ от нагружения муфтой при изменении направления вращения вала сохраняются. Так же сохраняются максимальные изгибающие моменты в сечениях II и III.

Расчет подшипников быстроходного вала.

9.4.1. Эквивалентная радиальная нагрузка.

RE=(X·V·Rr+Y·Ra)·KБ·KT

X и Y – коэффициент, учитывающий разное повреждающее действие радиальной и осевой нагрузок (по таблице 9.18 [3] и таблицам параметров подшипников);

V – коэффициент вращения ( V=1 при вращении внутреннего кольца относительно направления нагрузки V=1,2 при вращении нагруженного кольца);

Кб – коэффициент безопасности, учитывающий динамическую нагрузку (по таблице 9.19 [3] в зависимости от области применения привода, характера пиковых нагрузок и их величины);

КТ=1 – температурный коэффициент при t < 100 (при повышенной рабочей температуре подшипников по таблице 9.20 [3]);



Коэффициент Кб =1,3…1,8 для редукторов всех конструкций с зубчатыми передачами 7-й и 8-й степеней точности. В курсовом проекте строго не оговаривается область применения редуктора.V=1 – для всех подшипников редукторов по схемам 1…7.



Для схем 1, 2, 3 и 7, в которых в опорах А и Б установлены по одному радиальному шарикоподшипнику, определение эквивалентных нагрузок и долговечности подшипников аналогична пунктам 9.10. данного расчета.

Для схемы 4 и других схемах, в которых в опорах А и Б установлены по одному  коническому радиально-упорному подшипнику, определение эквивалентных нагрузок и долговечности подшипников аналогична пунктам 9.7. данного расчета.Принимаем Кб =1,8 с учетом  и повышенных требований к надежности.

9.4.1.1. При вращении входного вала против часовой стрелки.

а) Для опоры А, в которой всю нагрузку воспринимает подшипник 1 (пункт 9.3.2.1,ж расчета)

Так как 2,43 > e=0,37, то по таблице 9.18 [3] х=0,4, а по таблице П7 [3] у=1,62

(0,4·1·1029+1,62·2503)·1,8·1=8040 Н

а) Для опоры Б, которая является "плавающей" и подшипник  не воспринимает осевых нагрузок, т.е. х=1, а у=0.

1·442·1,8·1=796 Н

9.4.1.2. При вращении входного вала по часовой стрелке.

а) Для опоры А, в которой всю нагрузку воспринимает подшипник 2 (пункт 9.3.2.2,ж расчета)

Так как 4,11 > e=0,37, то по таблице 9.18 [3] х=0,4, а по таблице П7 [3] у=1,62

(0,4·1·610+1,62·2503)·1,8·1=7738 Н

а) Для опоры Б, которая является "плавающей" и подшипник  не воспринимает осевых нагрузок, т.е. х=1, а у=0.



При использовании в каждой из двух опор вала по одному подшипнику проверка долговечности осуществляется только наиболее нагруженного подшипника.1·861·1,8·1=1550 Н

9.4.2. Эквивалентная нагрузка с учетом переменного режима работы.



где Х2 и Х3 – параметры графике нагружения по пункту 1.2.6. [6]

а) Для опоры А

При нереверсивном приводе и вращении входного вала против часовой стрелки

5600 Н

При нереверсивном приводе и вращении входного вала по часовой стрелке



Для опоры с двумя подшипниками, каждый из которых работает только при вращении вала в одну сторону, учет реверсивности осуществляется расчетом долговечности наиболее нагруженного подшипника.5390 Н

а) Для опоры Б

При нереверсивном приводе и вращении входного вала против часовой стрелки

554 Н

При нереверсивном приводе и вращении входного вала по часовой стрелке



Максимальная величина РБ используется так же при расчете подшипника в опоре Б реверсивного привода с не установленным характером реверсивности.1080 Н

Для частореверсивного привода с одинаковым характером нагружения при вращении валов в обе стороны для расчета Р можно использовать зависимость



где  – коэффициент относительной нагрузки i опоры при вращении валов в разные стороны.

Нагружения подшипника опоры Б составляют: Н; Н.

Тогда 0,51

РБ894 Н

9.4.3. Расчетная долговечность подшипников.

, часов

где с – динамическая грузоподъемность 

ni – относительная частота вращения колец подшипника (частота вращения рассчитываемого вала).

Р – показатель степени (Р=3 – шарикоподшипник и Р= – роликоподшипник)

Для опоры А с подшипниками №7207 – =38500 Н, а Р=.

Для опоры Б с подшипниками №207 – с=13700 Н, а Р=3.

n1= 2880 мин-1

а) Долговечность опоры Б

Для частореверсивного привода при РБ=894 Н

20824 часов > t=3000 часов





При невыполнении условия долговечности подшипника рекомендуется заменить его на более тяжелую серию (т.е. на № 307) или конструктивно увеличить внутренний диаметр подшипника (т.е. на № 208), имеющих большее значение "с".

Для нереверсивного привода при вращении входного вала против часовой стрелки (РБ=554 Н)

824 часов > t=3000 часов

Для нереверсивного привода при вращении входного вала по часовой стрелке (РБ=1080 Н) и реверсивного привода с не установленным характером реверсирования.

11812 часов > t=3000 часов

б) Долговечность опоры А

В опоре А использованы два конических подшипника, каждый из которых работает только при вращении вала в одну сторону. При этом для частореверсируемого привода требуемый срок службы подшипника в два раза меньше срока службы привода, а расчетной нагрузкой является наибольшая, т.е. РА=5600 Н



В случае невыполнении условия долговечности конических роликоподшипника по ГОСТ 333-79 использованных в опорах с относительно большой внешней осевой нагрузкой, рекомендуется, кроме использования другого подшипника с большем значением "с", использовать конические роликоподшипники с большим углом конуса по ГОСТ 7260-80 (таблица 19.25. [4])/

Для нереверсивного привода при вращении входного вала против часовой стрелки и реверсивного привода с не установленным характером нагружения. (РА=5600 Н)

3576 часов > t =3000 часов

Для нереверсивного привода при вращении входного вала по часовой стрелке (РА=5390 Н). 

4061 часов > t=3000 часов

3576 часов > t = часов



В соответствии с рекомендациями изложенными в водной части расчетными сечениями быстроходного вала, например рисунок 9.2,а, являются:

а) III сечение, в котором действуют максимальные изгибающие и вращающие моменты, а концентрация напряжений обусловлена резьбой червяка или зубьями вал шестерни. При выполнении шестерни отдельно от вала, концентрация напряжений часто обусловлена наличием шпоночной канавки;

б) II сечение, в котором действуют максимальный изгибающие момент от соединительной муфты и вращающий момент, а концентрация напряжений обусловлена посадкой с натягом подшипников;

в) ХII сечение, в котором действуют изгибающие и вращающие моменты, а концентрация напряжений обусловлена выточкой под выход резца пои нарезании резьбы;

г) ХIII сечение, в котором действуют большой изгибающие и вращающие моменты, а концентрация напряжений обусловлена галтелью в месте диаметров от венца червяка или зубчатого венца к главной части вала;

д) III сечение, в котором действуют максимальные изгибающие и вращающие моменты, а концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.9.5. Проверочный расчет быстроходного вала на прочность.

Диаметры быстроходного вала завышены из конструктивных соображений и обычно имеют большие запасы прочности. Учитывая это, а так же с целью сокращения объема расчетных работ, студентам разрешается не производить проверку прочности быстроходного вала.



После окончательного выбора подшипников вала-червяка, определения его диаметров и выбора центров опор производится проверка червяка на жесткость по пункту 4.22. данного расчета. 







9.6. Реакции опор и изгибающих моментов промежуточного вала.

В разработанной конструкции редуктора (рисунок 7.12 [6]) промежуточный вал выполнен за одно с шестерней цилиндрической передачи II ступени. Вал-шестерня опирается на два конических роликоподшипника, установленных "враспор". Расчетные конструктивные схемы промежуточного вала приведены в верхней части рисунков 9.5,а и б. При этом рисунок 9.5,а соответствует вращению входного вала против часовой стрелки, а рисунок 9.5,б – по часовой.



Внешние силы приложены в средних сечениях зубчатых колес. При опирании вала на два однорядных радиальных подшипника расчетные точки опор принимаются в середине этих подшипников.

Для схем 1…5 и 7 привода расчетные схемы промежуточных валов приведены на рисунке 9.9…9.14. При этом расчетные схемы даны только для одного выбранного направления вращения валов.9.6.1. Расчетные расстояния между точками опор В и Г и сечениями приложения внешних сил.

При опирании вала на два однорядных радиально-упорных подшипника, установленных "враспор", расчетные точки опор вала расположены на расстояниях "а" (рисунок 9.1.) от наружных торцов подшипников во внутреннею сторону.

Для подшипника № 7207

=16 мм

Требуемое расчетное расстояние берется из эскизного проекта редуктора с учетом "а".

L4=55 мм; l5=80 мм; l6=44 мм.

9.6.2. Реакции от сил в зацеплении колес.

9.6.2.1. При вращении входного вала против часовой стрелки. (рис. 9.5,а)

а) В плоскости XOZ

∑МВZ = 0;          

4239 Н

∑МГZ = 0;          

1159 Н

Проверка ∑FZ = 0;                       1159+911-6309+4239=0

Реакции найдены правильно.

б) В плоскости ХOY

∑МВY = 0;          

701 Н

∑МГY = 0;          

755 Н

Проверка ∑FY = 0;                              755-2503+2449-701=0

Реакции найдены правильно.

в) Результирующие радиальные реакции в опорах 

1383 Н

4297 Н

г) Суммарная внешняя осевая нагрузка.



В радиальных шарикоподшипниках, осевых составляющих Si от радиальных нагрузок нет и поэтому для валов опирающиеся на эти подшипники, расчет пунктов "д" и "е" не производится. Сила Fa∑ действует как результирующая осевая сила на один из подшипников в зависимости от схемы их установки направления силы Fa∑.Fa∑=Fa1 I I - Fa2I =2341-565=1776 H

д) Осевые составляющие от радиальных нагрузок в предварительно выбранных радиально-упорных конических роликоподшипниках № 7207.

По таблице П7 [3] е=0,37

SВ=0,83·е·0,83·0,37·1383=425 Н

SГ=0,83·е·0,83·0,37·4297=1320 Н

е) Общие осевые нагрузки  на опоры.

В выбранной конструкции узла промежуточного вала подшипники установлены "враспор", а сила Fa∑ направлена влево, что соответствует схеме установки "а" по таблице 9.2. При этом опора 1 соответствует В, а опора 2 обозначена Г.

Условие нагружения Fa∑ + SГ= 1775 + 1320 > SB=425 H, т.е. I случай нагружения 

SГ + Fa∑  = 1320+1775=3096 H



Для схемы 4 привода с прямозубой цилиндрической передачей II ступени редуктора реверсивность привода не влияет на величины реакций в опорах и изгибающие моменты промежуточного и тихоходного валов.SГ = 1320 H

 9.6.2.2. При вращении входного вала по часовой стрелке. (рис. 9.5,б)

а) В плоскости XOZ

∑МВZ = 0;          

4798 Н

∑МГZ = 0;          

2422 Н

Проверка ∑FZ = 0;                       4798-911-6309+2422=0

Реакции найдены правильно.

б) В плоскости ХOY

∑МВY = 0;          

2993 Н

∑МГY = 0;          

1959 Н

Проверка ∑FY = 0;                              1959-2503+2449-2993=0

Реакции найдены правильно.

в) Результирующие радиальные реакции в опорах 

3115 Н

5655 Н

г) Суммарная внешняя осевая нагрузка.

Fa∑=Fa1 I I - Fa2I =2341-565=1776 H

д) Осевые составляющие Si от радиальных нагрузок конических роликоподшипниках № 7207. По таблице П7 [3] е=0,37

SВ=0,83·е·0,83·0,37·3115=957 Н

SГ=0,83·е·0,83·0,37·5655=1736 Н

е) Общие осевые нагрузки  на опоры.

Подшипники установлены "враспор", а сила Fa∑ направлена влево, что соответствует схеме установки "г" по таблице 9.1. При этом опора 1 соответствует В, а опора 2 обозначена Г.

Условие нагружения Fa∑ + SВ= 1776 + 957 > SГ=1736 H, т.е. III случай нагружения 

SВ + Fa∑  = 957+1776=2733 H

SВ = 957 H

9.6.3. Построение эпюр изгибающих моментов (рис 9.4.).

9.6.3.1. При вращении входного вала против часовой стрелки (рис 9.5,а).

а) Плоскость ХOZ

Сечения В и Г – МВY=0; МГY=0

Сечение IV слева – MIVY =1159·55·10-3=63,7 Н·м

Сечение IV справа  – MIVY =1159·55·10-3-56510-3=20,8 Н·м

Сечение V – MVY =4239·44·10-3=186,5 Н·м

б) Плоскость ХОY

Сечения В и Г – МВZ=0; МГY=0

Сечение IV  – MIVZ =755·55·10-3=41,5 Н·м



Сечение V справа – MVZ =701·44·10-3=30,8 Н·м

Сечение V слева  – MVZ =701·44·10-3+234110-3=98,3 Н·м

в) Максимальные изгибающие моменты в сечениях IV и V

MIV=76 Н·м

MV=210,8 Н·м



9.6.3.2. При вращении входного вала по часовой стрелки (рис 9.5,б).

а) Плоскость ХOZ

Сечения В и Г – МВY=0; МГY=0

Сечение IV слева – MIVY =2422·55·10-3=133,2 Н·м

Сечение IV справа  – MIVY =2422·55·10-3-56510-3=90,3 Н·м

Сечение V – MVY =4798·44·10-3=211,1 Н·м

б) Плоскость ХОY

Сечения В и Г – МВZ=0; МГZ=0

Сечение IV  – MIVZ =1959·55·10-3=107,7 Н·м

Сечение V справа – MVZ =2993·44·10-3=131,7 Н·м

Сечение V слева  – MVZ =2993·44·10-3+234110-3=64,3 Н·м

в) Максимальные изгибающие моменты в сечениях IV и V

=171,3 Н·м

=248,8 Н·м

9.7. Расчет подшипников быстроходного вала.

9.7.1. Эквивалентная радиальная нагрузка.

RE=(X·V·Rr+Y·Ra)·KБ·KT



Определение коэффициентов Х и Y при использовании в опорах вала двух радиальных шарикоподшипников смотрите на примере расчета тихоходного вала. V=1,0; KT=1; Kб=1,8 (смотри раздел 9.4.1. расчета)

а) При вращении входного вала против часовой стрелки. 

Для опоры В

Так как 2,24 > e=0,37, то по таблице 9.18 [3] х=0,4, а по таблице П7 [3] у=1,62

(0,4·1·1383+1,62·3096)·1,8·1=10024 Н

 Для опоры Г

Так как 0,31 < e=0,37, то по таблице 9.18 [3] х=1, а у=0

1·1·4297·1,8·1=7735 Н

9.4.1.2. При вращении входного вала по часовой стрелке.

Для опоры В

Так как 0,31 < e=0,37, то по таблице 9.18 [3] х=1, а у=0

1·1·3115·1,8·1=5607 Н

 Для опоры Г

Так как 0,48 > e=0,37, то по таблице 9.18 [3] х=0,4, а по таблице П7 [3] у=1,62

(0,4·1·5655+1,62·2733)·1,8·1=12041 Н

9.7.2. Эквивалентная нагрузка с учетом переменного режима работы.



Для  нереверсивного привода и вращении входного вала против часовой стрелки с наиболее нагруженным подшипником опоры В (10024 Н )

6987 Н

Подшипники в опорах В и Г промежуточного вала одинаковы. Поэтому расчет ведется для наиболее нагруженного подшипника.



Для  нереверсивного привода и вращении входного вала по часовой стрелки с  наиболее нагруженным подшипником опоры Г (12041 Н )

8387 Н

Для частореверсивного привода с одинаковым характером нагружения при вращении валов в обе стороны для расчета Р можно использовать зависимость. 



где  – коэффициент относительной нагрузки i опоры при вращении валов в разные стороны.

 У нас наиболее нагруженной является опора Г: Н; Н.

Тогда 0,64

РГ7190 Н

9.4.3. Расчетная долговечность подшипников.

, часов

Роликоподшипник №7207 с=38500 Н и Р= 

частота вращения подшипника n2=150 мин-1

Для частореверсивного привода с наиболее нагруженными подшипником опоры Г (РГ=7190 Н)



Для нереверсивного привода при вращении входного вала по часовой стрелке и наиболее нагруженными подшипником опоры Г (РГ=8387 Н) 

17857 часов > t=3000 часов



Для нереверсивного привода при вращении входного вала против часовой стрелки и наиболее нагруженными подшипником опоры В (РВ=6878 Н)

34445 часов > t=3000 часов

29850 часов > t=3000 часов



Наиболее опасными сечениями для промежуточного вала, проверяемые расчетом, являются сечения под зубчатыми колесами передач. Размеры сечений обычено одинаковые и проверочный расчет осуществляется только одного наиболее нагруженного сечения вала.

При невыполнении условия долговечности подшипника рекомендуется заменить его на более тяжелую серию или конструктивно увеличить внутренний диаметр подшипника, имеющих большее значение "с".9.8. Проверочный расчет промежуточного вала на прочность.

Для промежуточного вала выполненного за одно с шестерней, то есть в виде вал шестерни (рисунок 7.12 [6]), достаточно провести расчет только сечения IV (рисунок 9.5.) под зубчатым колесом.

9.8.1. Материал вала и предельные напряжения.

Материал промежуточного вала, выполненного в виде вала шестерни, соответствует материалу шестерни 40ХН. Термообработка – улучшение. По таблице П2 [6] твердость 248…293 НВ, а временное сопротивление σв=880 МПа.





Поверхностная термообработка зубьев шестерни не влияет на общую термообработку вала и его прочностные характеристики.Предел выносливости при симметричном цикле изгиба для легированной стали.



Для легированной стали σ-1=0,43·σвσ-1=0,35·σв+100 = 0,34·880+100= 408 МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений.

τ-1= 0,58·σ-1=0,58·408=237 МПа



















Рисунок 9.7.9.8.2. Сечение IV. В этим сечении вала (рисунок 9.5.) при частом реверсировании действует суммарной изгибающий момент =171,3 Нм и вращающий момент Т2=190,2Нм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза. Размеры сечения вала (рисунок 9.7.) приведены с использованием таблицы 9.8. [3].

а) Полярный момент сопротивления  



мм3

б) Момент сопротивления изгибу



мм3



в) Амплитуды и максимальные касательные напряжения при частом реверсировании (симметричный цикл).



Амплитуды и средние касательные напряжения при нереверсированом (отнулевой цикл).

τа= τм==τа= τмах==МПа;         τm=0

г) Амплитуда цикла нормальных напряжений изгиба

σа=31,96 МПа

д) Средние нормальные могут возникнуть от осевой силы. Так как в принятых конструктивных исполнениях сила Fa не действует в сечении IV-VI, а передается ступицей червячного колеса над сечением, то – σм=0, где АIV – площадь вала в сечении IV-VI.

е) Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

=

где Кσ – эффективный коэффициент концентрации напряжений;

εσ – масштабный фактор для нормальных напряжений;

β – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности (при Rа= 0,4…3,2 мкм принимают β=0,97…0,9);

Ψσ – коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений;

Кσ = 1,9 – для сечения вала с одной шпоночной канавкой при σв=880 МПа (по таблице 8.5. [3]);

εσ = 0,73 – для легированной стали при d=40 мм по таблице 8.8. [3];

β = 0,96 – при шероховатости поверхности Rа= 0,8…мкм;

Ψσ = 0,15 – для легированной стали странице 300 [5].

ж) Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

=

где Кτ, ετ, ψτ – Коэффициенты, учитывающий влияние на касательные напряжения аналогичных факторов, что и для нормальных напряжений.

Кτ = 1,9 – для сечения вала с одной шпоночной канавкой при σв=880 МПа (по таблице 8.5. [3]);

ετ = 0,75 – для легированной стали;

β = 0,96 – при шероховатости поверхности Rа= 0,8…мкм;

ψτ = 0,1 – для легированной стали странице 300 [5].

з) Результирующий коэффициент запаса прочности.

3,53 > [S] = 2

При невыполнении условия прочности для вал-шестерни увеличивают диаметры рассматриваемых сечений. При невыполнении условия прочности для вала из стали 45, которая задается в предварительных расчетах, назначают новую более качественную легированную сталь или увеличивают диаметры. 





9.9. Реакции опор и вращающие и изгибающие моменты тихоходного вала.



Для схем 1…5 и 7 привода расчетные схемы тихоходных валов приведены на рисунке 9.9…9.11,9.13…9.15. Для схемы 4 привода расчетная схема тихоходного вала аналогична приведенной на рисунке 9.15.В разработанной конструкции редуктора (рисунок 7.12 [6]) тихоходный вал опирается на два радиальных шарикоподшипника, установленных "враспор". При этом расчетные точки Д и С принимаются в середине подшипников, как показано на конструктивных схемах, приведенных в верхней части рисунков 9.8. а и б. Эти рисунки соответствуют вращению входного вала против часовой стрелке и по часовой стрелке. Требуемые расчетные расстояния l7 = 146 мм; l8=54 мм берутся из эскизного проекта редуктора, а расстояние l9=85 мм с учетом расположения звездочки цепной передачи и муфты предельного момента на тихоходном валу. Рекомендации по выбору l9 даны во II части [6].

9.9.1. Составляющие силы от цепной передачи на вал (рисунок 9.3.).

а) Вертикальная составляющая 

Fцz = Fц·sinα =6181,8·sin 30° = 3091 H

б) Горизонтальная составляющая 

Fцy = Fц·cosα =6181,8·cos 30° = 535 H

9.9.2. Реакции опор от сил в зацеплении колес и от цепной передачи.

9.6.2.1. При вращении входного вала против часовой стрелке. 

а) В плоскости ХOY

∑МДY = 0;          

10485Н

∑МСY = 0;          

2682 Н

Проверка ∑FY = 0;                      2682+2449-10485+5354=0

Реакции найдены правильно.

б) В плоскости XOZ

∑МСZ = 0;            

201 Н

∑МДZ = 0;          

3017 Н

Проверка ∑FZ = 0;                       3017-6309+201+3091=0

Реакции найдены правильно.

в) Результирующие радиальные реакции в опорах 

4037 Н

10487 Н

г) Суммарная внешняя осевая сила действует в направлении опоры С, а подшипники установлены "враспор".



Так как опора Д и С использованы радиальные подшипники, то осевых составляющие SД и SC от радиальных нагрузок на опоры отсутствуют.

В схеме 3 Fa∑= Fa2 II – Fa2 II = 0, т. е. Осевой нагрузки на подшипники нет.Fa∑= Fa1 II = 2341 H



В схемах 1 и 4 с прямозубой цилиндрической передачей II ступени и горизонтальным расположением цепной передачи реверсирование не влияет на величины нагрузок в опорах Д и С и изгибающие моменты в тихоходном валу.9.6.2.2. При вращении входного вала по часовой стрелке (рисунок 9.6,б). 

а) В плоскости ХOY

∑МДY = 0;          

8350Н

∑МСY = 0;          

547 Н

Проверка ∑FY = 0;                      547+2449–8350+5354=0

Реакции найдены правильно.

б) В плоскости XOZ

∑МСZ = 0;            

9010 Н

∑МДZ = 0;          

390 Н

Проверка ∑FZ = 0;                       390–6309+9010–3091=0

Реакции найдены правильно.

в) Результирующие радиальные реакции в опорах 

672 Н

12284 Н

г) Суммарная внешняя осевая сила действует в направлении опоры Д, а подшипники вала установлены "враспор".

Fa∑= Fa1 II = 2341 H

9.6.3. Построение эпюр изгибающих моментов (рис 9.4.).

9.6.3.1. При вращении входного вала против часовой стрелке (рис 9.6,а).

а) Плоскость ХОY

Сечения Д и И – МДZ=0; МИZ=0

Сечение VI слева  – MVIZ =2682·146·10-3=391,6 Н·м

Сечение VI справа – MVIZ =2682·146·10-3 – 234110-3=178 Н·м

Сечение С (VII)  – MСZ =5354·85·10-3=455 Н·м

б) Плоскость ХOZ

Сечения Д и И – МДY=0; МИY=0

Сечение IV – MIVY =3017·146·10-3=440,5 Н·м

Сечение С (VII)  – MСY =3091·85·10-3=262,7 Н·м

в) Максимальные изгибающие моменты в сечениях IV и V

MIV=589,4 Н·м

MV=525,4 Н·м

9.6.3.2. При вращении входного вала по часовой стрелке (рис 9.5,б).

а) Плоскость ХОY

Сечения Д и И – МДZ=0; МИZ=0

Сечение VI слева  – MVIZ =547·146·10-3=79,9 Н·м

Сечение VI справа – MVIZ =546·146·10-3 + 234110-3=293,4 Н·м

Сечение С (VII)  – MСZ =5354·85·10-3=455 Н·м

б) Плоскость ХOZ

Сечения Д и И – МДY=0; МИY=0

Сечение IV – MIVY =390·146·10-3=57 Н·м

Сечение С (VII)  – MСY =3091·85·10-3=262,7 Н·м

в) Максимальные изгибающие моменты в сечениях IV и V

=298,9 Н·м

=525,4 Н·м

9.10. Расчет подшипников быстроходного вала.

9.10.1. Эквивалентная радиальная нагрузка.

RE=(X·V·Rr+Y·Ra)·KБ·KT

V=1; KT=1; Kб=1,8 (смотри раздел 9.4.1. расчета)

а) При вращении входного вала против часовой стрелке. 

Так как в двух опорах Д и С использованы одинаковые радиальные шариковые подшипники № 211, то расчет производим только подшипника опоры "с", которая имеет наибольшею радиальную 10487 Н и осевую 2341 Н нагрузки.

Подшипник 211 имеет: d = 55 мм; Д = 100 мм; В = 21 мм; С = 43600 Н; С0 = 25000 Н  – статическая грузоподъемность.

Отношение  . Этой величине (по таблице 9.18. [3]) соответствует е = 0,287 (получаем, интерполируя)

Отношение 0,223 < e. Следовательно, по таблице 9.18 [3] х=1 и у=0.

1·1·10487·1,8·1=18877 Н







В случае когда одна из опор имеет большую радиальную нагрузку, но не воспринимает осевую нагрузку, а на вторую опору действует радиальная и осевая нагрузки необходим расчет эквивалентных нагрузок на обе опоры.б) При вращении входного вала по часовой стрелке. 

Для опоры С; которая не воспринимает осевой нагрузки х=1 и у=0.

1·1·12284·1,8·1=22111 Н

Для опоры Д

Отношение  . Этой величине (по таблице 9.18. [3]) соответствует е = 0,287 (получаем, интерполируя)

Отношение 3,48 > e. При этом, по таблице 9.18 [3] х=0,56 и у=1,52.

(0,56·1·672+1,52·2341)·1,8·1=7082 Н

Следовательно, наиболее нагруженным является так же подшипник опоры С.

9.10.2. Эквивалентная нагрузка с учетом переменного режима работы.



Для  нереверсивного привода с вращением входного вала против часовой стрелке и наиболее нагруженным подшипником опоры С (18877 Н )

13148 Н

Подшипники в опорах Д и С промежуточного вала одинаковы. Поэтому расчет ведется для наиболее нагруженного подшипника.



Для нереверсивного привода с вращением входного вала по часовой стрелке  и наиболее нагруженным подшипником опоры С (22111 Н )

15400 Н

Для частореверсивного привода с одинаковым характером нагружения при вращении валов в обе стороны и с наиболее нагруженным подшипником опоры С (18877 Н и 22111 Н ) при 0,854

=

14364 Н где 

9.4.3. Расчетная долговечность подшипников.

, часов

Р=3 – для шарикоподшипников; 

n3=47,6 мин-1 частота вращения тихоходного вала редуктора;

с=43600 Н – для шарикоподшипника № 211

Для частореверсивного привода с наиболее нагруженными подшипником опоры С (РС=14364 Н)



Для нереверсивного привода при вращении входного вала по часовой стрелке и наиболее нагруженными подшипником опоры С (РС=15400 Н) 

7944 часов > t=3000 часов

Эта минимальная долговечность подшипника является расчетной также для реверсивного привода с не установленными характеристиками реверсирования.



Для нереверсивного привода при вращении входного вала против часовой стрелке и наиболее нагруженными подшипником опоры С (РС=13148 Н)

12767 часов > t=3000 часов

9792 часов > t=3000 часов

9.11. Проверочный расчет промежуточного вала на прочность.

Эскизное проектирование редуктора, в передачах которого использованы хорошие материалы с высокими показателями, показало компактность разработанной конструкции с относительно большими диаметрами тихоходного вала. С целью получения рациональной конструкции всего редуктора произведено уменьшение предварительно выбранных в разделах 7.2.5. и 7.3.3. При этом улучшено качество материала с предварительно принятой в расчетах стали 45 на легированную сталь 40Х.

Новые выбранные диаметры тихоходного вала: на участке VII под подшипником dVII=55 мм; на участке VI под колесом dVI=60 мм ; на участке VIII выходной части вала под муфтой dVIII=50 мм.

9.11.1. Материал вала и предельные напряжения.

Материал – 40Х. Термообработка – улучшение. По таблице П2 [6] твердость 223…262 НВ, а временное сопротивление σв=655 МПа.



Предел выносливости при симметричном цикле изгиба для легированной стали 40Х.



Для легированной стали σ-1=0,43·σвσ-1=0,35·σв+100 = 0,34·655+100 = 329 МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений.

τ-1= 0,58·σ-1 = 0,58·329 = 191 МПа

9.11.2. Сечение VI. В этим сечении вала (рисунок 9.6.) при частом реверсировании действует суммарной изгибающий момент =589,4 Нм и вращающий момент Т3=575,4 Нм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза. Размеры сечения вала (рисунок 9.8.) приведены с использованием таблицы 9.8. [3].



















Рисунок 9.8.а) Полярный момент сопротивления  



мм3

б) Момент сопротивления изгибу



мм3



в) Амплитуды и максимальные касательные напряжения при частом реверсировании (симметричный цикл).



Амплитуды и средние касательные напряжения при нереверсированом (отнулевой цикл).

τа= τм==τа= τмах==МПа;         τm=0

г) Амплитуда цикла нормальных напряжений изгиба

σа=32,28 МПа







д) Средние нормальные напряжения

σм=0, тек как Fa не действуют в сечении VI -VI.

е) Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

=

где Кσ – эффективный коэффициент концентрации напряжений;

εσ – масштабный фактор для нормальных напряжений;

β – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности (при Rа= 0,4…3,2 мкм принимают β=0,97…0,9);

Ψσ – коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений;

Кσ = 1,75 – для вала с одной шпоночной канавкой при σв до 700 МПа (по таблице 8.5. [3]);

εσ = 0,68 – для легированной стали при d=60 мм по таблице 8.8. [3];

β = 0,96 – при шероховатости поверхности Rа= 0,8…мкм;

Ψσ = 0,15 – для легированной стали странице 300 [5].

ж) Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

=

где Кτ, ετ, ψτ – Коэффициенты, учитывающий влияние на касательные напряжения аналогичных факторов, что и для нормальных напряжений.

Кτ = 1,6 – для вала с одной шпоночной канавкой при σв до 700 МПа (по таблице 8.5. [3]);

ετ = 0,68 – для легированной стали;

β = 0,96 – при шероховатости поверхности Rа= 0,8…мкм;

ψτ = 0,1 – для легированной стали странице 300 [5].

з) Результирующий коэффициент запаса прочности.

3,1 > [S] = 2

При невыполнении условия прочности для вал-шестерни увеличивают диаметры рассматриваемых сечений. При невыполнении условия прочности для вала из стали 45, которая задается в предварительных расчетах, назначают новую более качественную легированную сталь или увеличивают диаметры. 



9.11.3. Сечение С (VII). В этим сечении действуют, независимости от направления вращения вала, суммарной изгибающий момент =525,4 Нм и вращающий момент Т3=575,4 Нм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника  с гарантированным натягом.

а) Полярный момент сопротивления  

мм3

б) Момент сопротивления изгибу

мм3



в) Амплитуды и максимальные касательные напряжения при частом реверсировании (симметричный цикл).



Амплитуды и средние касательные напряжения при нереверсированом (отнулевой цикл).

τа= τм==τа= τмах==МПа;         τm=0

г) Амплитуда цикла нормальных напряжений изгиба

σа=32,17 МПа

д) Средние нормальные напряжения

σм=0, тек как Fa не действуют в сечении VII -VII.

е) Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

=



Так как давление при напресовке внутреннего кольца подшипника обычно не превышает 20 МПа, то в расчетах значенияможно уменьшить на 10%где 3,5 – по таблице 8.5. [3] по d=55 мм и σв=655 МПа;

β = 0,97 – при шероховатости поверхности Rа= 0,8…мкм;

ж) Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

=

где 0,60,4 = 0,6·3,5+0,4 = 2,5

β = 0,97 – при шероховатости поверхности Rа= 0,8…мкм;

з) Результирующий коэффициент запаса прочности.

2,35 > [S] = 2

При невыполнении условия прочности для вал-шестерни увеличивают диаметры рассматриваемых сечений. При невыполнении условия прочности для вала из стали 45, которая задается в предварительных расчетах, назначают новую более качественную легированную сталь или увеличивают диаметры. 









Литература





	Методические указания и задания к курсовому проекту на тему "Привод конвейера" Мещерин В.Н. Абрамов В.Н. МГСУ 1994 г.

	Методические указания к расчету зубчатых цилиндрических передач для студентов факультета механизации и автоматизации строительства Мещерин В.Н. Абрамов В.Н. МГСУ 1994 г.

	Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование детали машин. Машиностроение 1987 или 1979 год.

	Дунаев П.Ф. Леликов О.П. . Курсовое проектирование детали машин. Высшая школа 1990 год.

	Иванов В.Н. Детали машин. Высшая школа 1991 год.

	Абрамов В.Н. Мещерин В.Н. Проектирование привода машин. МГСУ 1998 г.