–PAGE_BREAK–4.2 Проверочный расчет
Проверяем межосевое расстояние:
aw = (d1 +d2)/2 = (32,31 + 127,69) / 2 ≈ 80 мм.(4.10)
Проверяем пригодность заготовок колес:
Условие пригодности заготовок колес: Dзаг Dпред; Sзаг Sпред. Диаметр заготовки шестерни
Dзаг = dа1 + 6 мм = 35,31 + 6 = 41,31 мм.
Толщина диска заготовки колеса Sзаг = b2 + 4 мм = 26 + 4 = 30 мм. Dпред = 125 мм, Sпред = 80 мм. 41,31
13. Проверяем контактные напряжения σн, Н / мм2:
H = K√Ft(Uф + 1) KH K K / (d2 b2) ≤ []H.(4.11)
где а) К вспомогательный коэффициент, равный 376;
б) Ft = 2 T2 103 / d2 — окружная сила в зацеплении, Н:
Ft = 2 · 105,4 · 1000 / 127,69 = 1650,87 H;
в) КН коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес КН определяется по графику на рис. 4.2 /1/ в зависимости oт окружной скорости колес v м/с, и степени точности передачи (табл. 4.2 /1/). Окружная скорость колес определяется по формуле
v = 2 d2 /(2· 103) = 25 · 127,69 / (2 · 1000) ≈ 1,6 м/с.(4.12)
Данной окружной скорости соответствует 9-я степень точности передачи. По указанной степени точности передачи и окружной скорости определяем коэффициент КH = 1,114 ;
г) КHυ коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (табл. 4.3 /1/), равный 1,022 .
Подставив все известные значения в расчетную формулу (4.11), получим:
H = 376 · √1650,87 · (3,95 + 1) · 1,114 · 1 · 1,022 /(127,69 · 26) = 629,4 Н / мм2.
14. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни σF1 и колеса σF2, Н/мм2:
F2 = YF2 Y Ft KF KF KFv / ( b2 m ) ≤ []F2 ,(4.13)
F1 = F2 YF1 / YF2 ≤ []F1 ,(4,14)
где a) m — модуль зацепления, мм; b2 — ширина зубчатого венца колеса, мм; Ft — окружная сила в зацеплении, Н;
б) KFa — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес КFa зависит от степени точности передачи. КFa = 1;
в) КF — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колес КF = 1;
г) КF — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (см. табл. 4.3 /1/), равный 1,058 ;
д) YF1 и YF2 — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Для косозубых определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни
zv1 = z1 / cos3 21 / 0,92686 = 22,7 (4.15)
и колеса
zv2 = z2 / cos2 83 / 0,92686 = 89,5 (4.16)
где — угол наклона зубьев;
YF1 = 3,959 и YF2 = 3,600;
е) Y = 1 - / 140 = 1 – 12,83857 / 140 = 0,9083 — коэффициент, учитывающий наклон зуба;
ж) []F1 и []F2 — допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм2.
Подставив все значения в формулы (4.13 — 4.14), получим:
F2 = 3,60 · 0,91 · 1650,87 · 1 · 1 · 1,058 /(26 ·1,5) = 146,46 ≤ F2
F1 = 146,46 · 3,959 / 3,60 = 161 ≤ F1
15. Составим табличный ответ к задаче 4:
Таблица 4.2 Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм
Задача 5. Расчет открытой передачи
5.1 Расчет открытой цепной передачи
1. Определяем шаг цепи р, мм:
p = 2,83√T1 103 Kэ/(vz1[pц]), (5.1)
где а) Т1- вращающий момент на ведущей звездочке, Т1 = 105,4 Н· м;
б) Кэ — коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы передачи:
Кэ= Кд Кс К Крег Кр (5.2)
где Кд — коэффициент динамичности нагрузки, Кд = 1;
Кс — коэффициент, учитывающий способ смазывания, Кс = 1;
K— коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту, C = 1;
Kрег — коэффициент, учитывающий способ регулировки межосевого расстояния, Крег =1;
Kр — коэффициент, учитывающий режим работы, Кр =1,25;
Кэ = 1 · 1 · 1 · 1 · 1,25 = 1,25
в) z1 — число зубьев ведущей звездочки
z1 = 29 — 2u, (5.3)
где u — передаточное число цепной передачи, u = 3,4;
z1 = 29 — 2 · 3,4 = 22,2.
Полученное значение округляем до целого нечетного числа (z1= 23 ), что в сочетании с нечетным числом зубьев ведомой звездочки z2 и четным числом звеньев цепи lp обеспечит более равномерное изнашивание зубьев и шарниров;
г) [pц] — допускаемое давление в шарнирах цепи, Н/мм2, зависит от частоты вращения ведущей звездочки и ожидаемого шага цепи, который принимается равным из промежутка р = 19,05..25,4 мм. Учитывая это получаем [pц] = 25,5 Н/мм2;
д) — число рядов цепи. Для однорядных цепей типа ПР = 1;
p = 2,83√ 105,4 · 1000 · 1,25 /(1 · 23 · 25,5) = 17,02 мм,
Полученное значение шага р округляем до ближайшего стандартного
р = 19,05 мм.
2. Определим число зубьев ведомой звездочки z2:
z2 = z1 u, (5.4)
z2 = 23 · 3,4 = 78,2,
Полученное значение z2 округляем до целого нечетного числа (z2 = 79 ). Для предотвращения соскакивания цепи максимальное число зубьев ведомой звездочки ограничено: z2 120.
3. Определим фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение u:
uф = z2 / z1,(5.5)
u = |uф –u| /u· 100%. (5.6)
Подставляя в значения в формулы (5.5 — 5.6), получим
uф = 75 / 23 = 3,43;
u = |3,43 — 3,4|/3,4 · 100% = 1 % ≤ 4 %.
4. Определяем оптимальное межосевое расстояние а, мм:
Из условия долговечности цепи а = (30…50) р = 40 · 19,05 = 762 мм,
где р — стандартный шаг цепи.
Тогда ар = а/р = 30…50 = 40 — межосевое расстояние в шагах, мм.
5. Определяем число звеньев цепи lр:
lp = 2 ap + (z2 + z1) / 2 + [(z2 — z1) / 2]2 / ap, (5.7)
lp = 2 · 40 + (102) / 2 + [(79 — 23) / (2 · 3,14)] 2 / 40 = 133.
Полученное значение lp округляем до целого четного числа (lp =132).
6. Уточняем межосевое расстояние арв шагах:
ap = 0,25 {lp — 0,5(z2 + z1) + √[lp — 0,5(z2 + z1)]2 — 8[(z2 — z1) / (2 )]2}, (5.8)
ap = 0,25 · { 132 — 0,5 · (102) + √[132 — 0,5 · (102)] 2 — 8 · [( 79 — 23) / (2 · 3,14)] 2} = =39,5
7. Определяем фактическое межосевое расстояние а, мм:
а = ар р, (5.9)
a = 39,5 · 19,05 = 752,5 мм.
Значение а не округляем до целого числа. Так как ведомая (свободная) ветвь цепи должна провисать примерно на 0,01а, то для этого при монтаже передачи надо предусмотреть и возможность уменьшения действительного межосевого расстояния на 0,005а. Таким образом, монтажное межосевое расстояние ам = 0,995а.
8. Определяем длину цепи l, мм:
l = lр p, (5.10)
l = 132 · 19,05 = 2514,6 мм.
Полученное значение l не округляют.
9. Определяем диаметры звездочек, мм.
Диаметр делительной окружности ведущей звездочки d∂1, мм:
d∂1= p /sin(180°/ z1), (5.11)
d∂1 = 19,05 / sin(180 /23) = 140 мм;
диаметр делительной окружности ведомой звездочки d∂2, мм:
d∂2= p /sin(180°/ z2), (5.12)
d∂2 = 19,05 / sin(180 /79) = 480 мм;
диаметр окружности выступов ведущей звездочки De1, мм:
De1 = p(K + Kz1 — 0,31 / ), (5.13)
диаметр окружности выступов ведомой звездочки De2, мм:
De2 = p(K + Kz2 — 0,31 / ), (5.14)
где К = 0,7 — коэффициент высоты зуба; Kz— коэффициент числа зубьев:
Kz1 = ctg(180°/z1) = ctg( 180°/23) = 7,28 — ведущей звездочки,
Kz2 = ctg(180°/z2) = ctg(180°/ 79) = 25,14 — ведомой звездочки;
= р / d1 — геометрическая характеристика зацепления (здесь d1 — диаметр ролика шарнира цепи), =19,05 / 5,94 = 3,21
Подставив значения в формулы (5.13 — 5.14), получим
De1 = 19,05 · (0,7 + 7,28 — 0,31/3,21) = 150,2 мм,
De2 = 19,05 · (0,7 + 25,14 — 0,31/3,21) = 490,4 мм,
диаметр окружности впадин ведущей звездочки Di1:
Di1 = d∂1 — (d1 — 0,175 √ d∂1), (5.15)
Di1 = 140 — (5,94 — 0,175· √140) = 136,1 мм,
диаметр окружности впадин ведомой звездочки Di2:
Di2 = d∂2 — (d1 — 0,175 √ d∂2), (5.16)
Di2 = 480 — (5,94 — 0,175· √480) = 477,9 мм
Проверочный расчет
10. Проверяем частоту вращения меньшей звездочки n1 об/мин:
n1 [n]1, (5.17)
где n1 — частота вращения тихоходного вала редуктора, об/мин (на этом валу расположена меньшая звездочка);
[n]1 = 15000 / p = 15000 / 19,05 = 787,4 об/мин — допускаемая частота вращения.
239 ≤ 787,4 .
11. Проверяем число ударов цепи о зубья звёздочек U, c-1:
U [U], (5.18)
где U = 4 z1 n1 / (60 lp) = 4 · 23 · 239 / (60 · 132) = 2,78 c-1— расчетное число ударов цепи;
[U] = 508 / p = 508 / 19,05 = 26,667 c-1 —допускаемое число ударов.
2,78 ≤ 26,667 .
12. Определяем фактическую скорость цепи v, м/с:
23 · 19,05 · 239 /60000 = 1,74 м/с. (5.19)
13. Определяем окружную силу, передаваемую цепью Ft, Н:
Ft = Р1· 103/v, (5.20)
где Р1 — мощность на ведущей звездочке кВт; v, м/с .
Ft = 2,63 · 1000/1,74 = 1511,5 H.
14. Проверяем давление в шарнирах цепи pц, Н/мм2:
pц = Ft Kэ / A
а) А — площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм2:
A = d1 b3, (5.22)
где d1 и b3 — соответственно диаметр валика и ширина внутреннего звена цепи, мм;
б) допускаемое давление в шарнирах цепи [рц ]уточняют соответствии с фактической скоростью цепи v м/с. [рц ] = 25,5 Н/мм2
А = 5,94 · 12,7 = 75,4 мм2,
pц = 1511,5 · 1,25 / 75,4 = 25 Н/мм2 ≤ 25,5 Н/мм2
15. Проверяем прочность цепи. Прочность цепи удовлетворяется соотношением S[S], где [S] — допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых (втулочных) цепей; S—расчетный коэффициент запаса прочности,
S = Fp / (Ft Kд + F0+ F), (5.23)
где a) Fp – разрушающая нагрузка цепи, Н, зависит от шага цепи р, Fp = 31800 H;
б) Ft – окружная сила, передаваемая цепью, Н; Кд – коэффициент, учитывающий характер нагрузки
в)Fo — предварительное натяжение цепи от провисания; ведомой ветви (от ее силы тяжести), Н,
Fo= Kfq a g, (5.24)
где Кf =3 – коэффициент провисания; a – межосевое расстояние, м; q = 1,9 – масса 1 м цепи, кг/м; g =9,81 м/с2 – ускорение свободного падения.
г) F — натяжение цепи от центробежных сил, Н; F = q v2,
где v — фактическая скорость цепи, м/с.
F = 1,9 · 1,74 2 = 5,75 Н,
Fo= 3 · 1,9 · 0,7525 · 9,81 = 42,01 H,
S = 31800 / (1511,5 · 1 + 42,01 +5,75) = 20,4
[S] = 8,156; 20,4 ≥ 8,156 — зн. условие выполняется.
16. Определение силы давления цепи на вал Fоп, Н:
Fоп = kвFt + 2Fo, (5.25)
где kв = 1,05 – коэффициент нагрузки вала,
Fоп = 1,05 · 1511,5 + 2 · 42,01 = 1671,2 H.
Таблица 5.1 Параметры цепной передачи, мм
Задача 6. Нагрузки валов редуктора
Редукторные валы испытывают два вида деформации — изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.
6.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач
Значения сил приведены в табл. 6.1.
Таблица 6.1 Силы в зацеплении закрытой передачи
6.2 Определение консольных сил
Значения консольных сил приведены в табл. 6.2.
Таблица 6.2 Консольные силы
Задача 7. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора
Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость.
продолжение
–PAGE_BREAK–Они испытывают сложную деформацию — совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия). Но так как напряжения в валах от растяжения небольшие в сравнении с напряжениями от кручения и изгиба, то их обычно не учитывают.
7.1 Выбор материала валов
В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х. В качестве материала применяем термически обработанную сталь 40Х со следующими механическими характеристиками:
7.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение
Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т. е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета опускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: [t]к = 10…20 Н/мм2.
При этом меньшие значения [t]к — для быстроходных валов, большие — для тихоходных.
7.3 Определение геометрических параметров ступеней валов
Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.
Определяем расчетные ориентировочные геометрические размеры каждой ступени вала, мм.
Результаты вычислений представлены в табл. 7.1.
Таблица 7.1 Определение размеров ступеней валов одноступенчатого редуктора
7.4 Предварительный выбор подшипников качения
Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки. По табл. 7.2 /1/ выбираем подшипники для валов.
Для быстроходного вала выбираем роликовые конические однорядные подшипники типа 7205 со схемой установки 3 (враспор).
Для тихоходного вала выбираем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии типа 7207 со схемой установки 3 (враспор).
7.5 Эскизная компоновка редуктора
Составляем после вычерчивания эскизной компоновки табличный ответ к задаче (см. табл. 7.2).
Таблица 7.2 Параметры ступеней валов и подшипников
Задача 8. Проверочный расчет подшипников
Проверочный расчет предварительно выбранных в задаче 7 подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности Сrр, Н, с базовой Сr, Н, или базовой долговечности L10h, ч, (L10, млн. оборотов), с требуемой Lh, ч, по условиям:
Crp ≤ Cr и L10h ≥ Lh.
Базовая динамическая грузоподъемность подшипника Сr представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности L10h, составляющей 106 оборотов внутреннего кольца.
8.1 Определение пригодности подшипников на быстроходном валу
Проверить пригодность подшипника 7205 быстроходного вала.
Осевая сила в зацеплении Fa= 376,2 Н. Реакции в подшипниках
Rr1= 856,3 H; Rr2= 912,2 H.
Характеристика подшипников: Сr= 23,9 кН; С0r= 17,9 кН; Х=0,40, V=1,0, Кб=1,1, КT=1. Требуемая долговечность подшипников Lh= 15 ∙103 ч.
1. Определяем составляющие радиальных реакций:
Rs1=0,83еRr1=0,83·0,36·856,3=255,86 Н
Rs2=0,83еRr2 =0,83·0,36·912,2=272,56 Н
2.Определяем осевые нагрузки подшипников
Так как Rs1 Rs2 — Rs1, то Rа1 = Rs1=255,86 Н,
Rа2= Rа1+ Fa =255,86 +376,2=632 Н
3. Определяем соотношения:
Ra1/(VRr1) =255,86/(1· 856,3) =0,29
Ra2/(VRr2) = 632 / (1 · 912,2) = 0,69
4. По соотношениям Ra1/(VRr1)е выбираем соответствующие формулы для определения RЕ
RE1=VRr1КбКТ =1 ·856,3· 1,1·1=942 Н
RE2 = (X V Rr2 + Y Rа2) Kб Kт =(0,4 · 1 · 912,2 + 1,67 · 632) · 1,1 · 1 = 1562Н
5. Производим расчет динамической грузоподъемности по формуле:
Сrp = RE2m√60 · n · Lh/( а1·106 · а23)= 1562 · 3,33√60 · 955 · 15· 103/( 0,7· 106)= =13217,5 H
6. Рассчитываем долговечность подшипника:
L10h = (а1·106 · а23 /(60· n)) · (Сr / RE2)3,33 = 106 · 0,7·( 23900 / 1562) 3,33 / (955 · 60) = =105 > 15000 ч. — подшипник пригоден.
8.2 Определение пригодности подшипников на тихоходном валу.
Проверить пригодность подшипника 7207 тихоходного вала.
Осевая сила в зацеплении Fa= 376,2 Н. Реакции в подшипниках
Rr1= 1019,5 H; Rr2= 4102,5 H.
Характеристика подшипников: Сr= 35,2 кН; С0r= 26,3 кН; Х=0,40, V=1,0, Кб=1,1, КT=1. Требуемая долговечность подшипников Lh= 15 ∙103 ч.
1. Определяем составляющие радиальных реакций:
Rs1=0,83еRr1=0,83·0,36·1019,5=313 Н
Rs2=0,83еRr2 =0,83·0,36·4102,5=1260 Н
2.Определяем осевые нагрузки подшипников
Так как Rs1
Rа2= Rа1+ Fa =313 +376,2=689,2 Н
3. Определяем соотношения:
Ra1/(VRr1) =313/(1· 4102,5) =0,076
Ra2/(VRr2) = 689,2 / (1 · 1019,5) = 0,67
4. По соотношениям Ra1/(VRr1)е выбираем соответствующие формулы для определения RЕ
RE1=VRr1КбКТ =1 ·1019,5· 1,1·1=1121 Н
RE2 = (X V Rr2 + Y Rа2) Kб Kт =(0,4 · 1 · 4102,5 + 1,62 · 689,2) · 1,1 · 1 = =3033,3Н
5. Производим расчет динамической грузоподъемности по формуле:
Сrp = RE2m√60 · n · Lh/( а1·106 · а23)= 3033,3 · 3,33√60 · 239 · 15· 103 /( 0,7· 106 )= =16940 H
6. Рассчитываем долговечность подшипника:
L10h = (а1·106 · а23 /(60· n)) · (Сr / RE2)3,33 = 106 · 0,7·( 35200 / 3033,3) 3,33 / (239 · 60) = =171·103 > 15000 ч. — подшипник пригоден.
Таблица 8.1Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников
Задача 9. Конструктивная компоновка привода
9.1 Конструирование зубчатого колеса
В проектируемом приводе зубчатое колесо редуктора изготавливаем ковкой. Ступицу колеса располагаем симметрично относительно обода.
Определяем параметры обода зубчатого колеса, приведенные в таблице 10.1:
Таблица 9.1 Параметры зубчатого колеса
9.2 Конструирование валов
Из-за небольших размеров редуктора и очень малых погрешностей при расчете валов в задаче 7, размеры валов не изменились.
9.3 Конструирование подшипниковых узлов
Обе опоры конструируются одинаково, каждый подшипник предотвращает движение вала в одну сторону.
Достоинства:
1. Возможность регулировки подшипников;
2. Простота конструкции опор;
Недостатки:
1. Вероятность защемления тел качения;
2. Более жесткие допуски на размеры.
Но все-таки данная схема установки (враспор) наиболее распространена и предпочтительна.
9.4 Конструирование корпуса редуктора
Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил возникающих, в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передаче. Наиболее распространенный способ изготовления корпусов литье из серого чугуна (например, СЧ 15).
Форма корпуса определяется в основном технологическими, эксплуатационными и эстетическими условиями с учетом его прочности и жесткости.
Габаритные размеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе редукторной пары и кинематической схемой редуктора.
Толщина стенок корпуса редуктора и ребер жесткости принимаются одинаковыми:
δ=1,8(Т2)ј=1,8(105,4)ј= 6мм
Толщину стенки принимаем равной 7 мм (dmin=6).
9.5 Смазывание. Смазочные устройства
Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяется в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибрации.
9.5.1 Смазывание зубчатого зацепления
а) Способ смазывания. Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом.
б) Выбор сорта масла. Зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях sн и фактической окружной скорости колес υ. В проектируемом редукторе применяем для смазки смазочное масло И-Г-С-100.
в) Определение количества масла. Объем масляной ванны Vм определяем из расчета ~0,5… 0,8 л масла на 1кВт передаваемой мощности: Vм=(0,4..0,8)∙2,8≈2,24 дм3.
Необходимое количество масла примем равным 4 л.
г) Определение уровня масла. Определяется по формуле:
hм=(0,1…0,5)d1=3мм
д) Контроль уровня масла. Уровень масла, находящегося в корпусе, контролируется круглым маслоуказателем в стенке корпуса редуктора.
е) Слив масла. Для слива масла в корпусе предусматривается сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой .
9.5.2 Смазывание подшипников
Смазывание подшипников качения в проектируемом приводе производится жидкими материалами из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образования масляного тумана и растекания масла по валам.
Задача 10. Проверочные расчеты
10.1 Проверочный расчет шпонок
Призматическая шпонка тихоходного вала под колесом подлежит проверке на смятие.
Параметры шпонки: 12x8x34.
Условие прочности на смятие:
см = 2Т/( Aсм · d) ≤ [см], (11.1)
где Т — крутящий момент на тихоходном валу; Асм – площадь смятия;
Асм = (0,94 h — t1) lр, (11.2)
где lр = l – b = 34 – 12 = 22 мм – рабочая длина шпонки; t1 = 5 мм; h = 8 мм;
Асм = (0,94 · 8 – 5) · 22 = 55,44 мм2,
см = 2 · 105,4 · 103/ (40 · 55,44) = 95 Н/мм2 ≤ []см = 190 Н/мм2
Призматическая шпонка выходного конца тихоходного вала также подлежит проверке на смятие.
Параметры шпонки: 10x8x26.
lр = l – b = 26 – 10 = 16 мм; t1 = 5 мм; h = 8 мм;
Асм = (0,94 · 8 – 5) · 16 = 40,32 мм2,
σсм = 2 · 105,4 · 103/ (30 · 40,32) = 174,3 Н/мм2 ≤ [σ]см = 190 Н/мм2
10.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов
Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения экв, Н/мм2:
экв = 1,3 Fp / A ≤ [], (11.3)
где Fp — расчетная сила затяжки винтов, обеспечивающая нераскрытие стыка под нагрузкой, Н,
Fp = [Кз (1 — х) + х] Fв, (11.4)
Fв = 0,5; Ry = 0,5 · 2804,5 = 1402,25 Н — сила, воспринимаемая одним стяжным винтом, Н, где Ry — большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников тихоходного вала, Н.
х — коэффициент основной нагрузки, х = 0,27;
Кз — коэффициент затяжки, Кз = 1,5;
Fp = [1,5 · (1 — 0,27) + 0,27] · 1402,25 = 1914,07 H;
A — площадь опасного сечения винта, мм2:
А = dp2 / 4, (11.5)
dp ≈ d2 — 0,94 p — расчетный диаметр винта; р — шаг резьбы, р = 1,75мм; d2 — наружный диаметр винта, d2 = 12 мм.
dp ≈ 12 — 0,94 · 1,75 = 10,355 мм,
А = 3,14 · 10,3552 / 4 = 84,17 мм2.
[] — допускаемое напряжение при неконтролируемой затяжке, [] = 0,25 · = 0,25· 300 = 75 H/мм2.
экв = 1,3 ·1914,07 / 84,17 = 30 ≤ 75 H/мм2
10.3 Проверочный расчет валов
Проверочный расчет валов на прочность выполняют на совместное действие изгиба и растяжения.
Условие прочности:
S ≥ [S], (11.6)
где [S]= 1,5 — допускаемое значение коэффициента запаса прочности.
1. Определим напряжения в опасных сечениях быстроходного вала:
а = М·103/ Wнетто, (11.7)
a = Мкр·103/ (2·Wρнeтто ), (11.8)
где — a и a амплитуда напряжения и цикла соответственно;
М — суммарный изгибающий момент в рассматриваемом опaсном сечении,
Н · м;
Мкр — крутящий момент, Н · м;
Wнетто — осевой момент сопротивления сечения вала, мм3;
Wρнетто — полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3;
а = 70,7· 1000 / 2195,2 = 32,2 Н / мм2,
a = 3 Н / мм2.
2. Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:
(K)D = K / Kd + KF – 1, (11.9)
(K)D = K / Kd + KF – 1, (11.10)
где К и K — эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
Kd — коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
КF — коэффициент влияния шероховатости;
(K)D = 1,65 / 0,73 + 1, 5 — 1 = 2,76
(K)D = 1,45/ 0,73 + 1,5 — 1 = 2,49
3. Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н / мм2:
(-1)D= -1 / (K)D = 410 / 2,76 = 148,55 Н / мм2,
( -1)D = -1 / (K)D = 0,58 -1 / (K)D = 0,58 · 410 / 2,49 = 95,5 Н / мм2,
где — -1 и -1 пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм2.
4. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
продолжение
–PAGE_BREAK–