- •7.3.2 Конструирование подшипниковых узлов
- •1. Выбор э/двигателя и кинематический расчет
- •1.1 Выбор э/двигателя
- •1.2 Определение частот вращения, мощностей и вращающих моментов на валах
- •2. Проектировочный расчет зубчатой передачи
- •Выбор материала зубчатых колёс и определение допускаемых напряжений
- •2.2 Определение основных геометрических параметров передачи
- •2.3 Определение сил в зацепление
- •Проверочный расчет зубчатой передачи
- •Проверочный расчет передачи на контактную выносливость
- •3.2 Проверочный расчет зубьев на изгиб
- •4. Предварительный расчет и конструировании валов редуктора
- •Расчёт и конструирование ведущего вала-шестерни
- •Расчёт и конструирование ведомого вала
- •Определение расстояния до внутренних стенок корпуса
- •5. Расчёт открытой передачи
- •6. Выбор подшипников и проверка их на долговечность
- •6.1.1 Расчётная схема ведущего вала редуктора.
- •6.1.2 Проверочный расчет подшипников ведущего вала на динамическую грузоподъёмность и долговечность.
- •6.2.1 Расчётная схема ведомого вала редуктора
- •6.2.2 Проверочный расчет подшипников ведомого вала на динамическую грузоподъёмность и долговечность
- •7. Уточнённый расчет элементов редуктора.
- •7.1 Конструирование зубчатого колеса.
- •7.2 Уточнённый расчёт валов редуктора.
- •7.2.1 Уточнённый расчет быстроходного вала.
- •7.2.2 Уточнённый расчет тихоходного вала
- •7.3 Конструирование подшипниковых узлов
- •7.3.1 Конструирование подшипниковых узлов ведущего вала
- •7.3.2 Конструирование подшипниковых узлов ведомого вала
- •7.4 Конструирование корпуса редуктора
- •Форма корпуса.
- •Фланцевые соединения.
- •3. Подшипниковые бобышки.
- •4. Детали и элементы корпуса редуктора.
- •7.5 Смазывание. Смазочные устройства редуктора.
- •8. Проверочные расчеты
- •8.1 Проверочный расчет шпонок
- •8.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов
- •8.3 Проверочный расчет валов
- •9. Технология сборки редуктора
- •Библиографический список
8.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов
Проверим прочность стяжных винтов подшипниковых узлов для быстроходного вала:
а) Определим силу, приходящуюся на один винт:
, [3,с.266] ,
где = Н-реакция наиболее нагруженной опоры в вертикальной плоскости,
б) Примем К3=2,5-коэфициент затяжки при переменной нагрузке [3,с.266], x=0,4-коэфициент основной нагрузки при соединение с упругими прокладками.
в) Определим механические характеристики материала винтов:
предел прочности =500 Н/мм2, предел текучести =300 Н/мм2, допускаемое напряжение =0,25* =0,25*300=75 Н/мм2[3,с.267].
г) Определим расчетную силу затяжки винтов:
Н [3,с.266].
д) Определим площадь опасного сечения винта:
[3,с.266], где:
-Расчётный диаметр винта, где =14 мм – диаметр резьбы, -шаг резьбы,
А= мм2.
е) Определим эквивалентные напряжения:
[3,с.266]
Н/мм2< =75 Н/мм2 прочность обеспечивается.
Проверим прочность стяжных винтов подшипниковых узлов для тихоходного вала:
а) Определим силу, приходящуюся на один винт:
=7592,26/2=3796,13 Н.
б) Примем К3=2,5-коэфициент затяжки при переменной нагрузке [3,с.266], x=0,5-коэфициент основной нагрузки при соединение с упругими прокладками.
в) Определим механические характеристики материала винтов:
предел прочности =500 Н/мм2, предел текучести =300 Н/мм2, допускаемое напряжение =0,25* =0,25*300=75 Н/мм2[3,с.267].
г) Определим расчетную силу затяжки винтов:
Н
д) Определим площадь опасного сечения винта:
[3,с.266], где:
-Расчётный диаметр винта, где =14 мм – диаметр резьбы, -шаг резьбы,
А= мм2.
е) Определим эквивалентные напряжения:
[3,с.266]
Н/мм2< =75 Н/мм2 прочность обеспечивается.
8.3 Проверочный расчет валов
Расчёт тихоходного вала.
Тихоходный вал изготавливается из стали 40ХН, метод термической обработки- улучшение с НВ=269…302. По таблице [3,с.53,табл.3.2] определим параметры материала вала: , .
По эпюрам напряжений наиболее нагруженным является сечение 2-2. Оно находится в области действия 2 концентраторов напряжений - напротив колеса, установленного с натягом и шпоночного паза.
Определим наиболее опасный концентратор напряжений, для этого сравним отношения / и / для этих концентраторов напряжений: для посадки с натягом:
/ =4,6 [3,с.272,табл.11.2]
/ =3,1 [3,с.272,табл.11.2]
Для шпоночного паза на ступени вала, диаметром d=75мм:
=0,66 [3,с.272,табл.11.3]
=2,15 [3,с.271,табл.11.2]
=2 [3,с.271,табл.11.2]
/ =2,15/0,66=3,26
/ =2/0,66=3,03
Посадка с натягом является более опасным концентратором напряжений, дальнейшую проверку будем вести только для посадки с натягом.
1. Определим напряжения в опасном сечение:
Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна напряжениям изгиба :
[3,с.269]
3=0,1*753=42187,5 мм3 –осевой момент сопротивления сечения вала [3,с.270,табл.11.1],
М= Н*м,
Н/мм2.
Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напряжений кручения
[3,с.269], где
-крутящий момент,
-полярный момент инерции сопротивления сечения вала [3,с.270,табл.11.1]
мм3
2. Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:
[3,с.270]
[3,с.270]
и эффективные коэффициенты напряжений, зависят от сечения и механических характеристик материала
/ =4,6 [3,с.272,табл.11.2]
/ =3,1 [3,с.272,табл.11.2]
-коэффициент влияния шероховатости, [3,с.272,табл.11.4]
-коэффициент влияния поверхностного упрочнения, [3,с.272,табл.11.5]
=3,64
2,57
3. Определим пределы выносливости в расчетном сечение вала, Н/мм2:
[3,с.273]
[3,с.273],
где и 0,58* -пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм2:
Н/мм2 [3,с.53, табл.7.3]
Н/мм2,
2
2
4. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
[3,c.273]
[3,c.273]
5. Определим общий коэффициент запаса прочности сечения:
[3,с273]
[S]-прочность и жесткость ведомого вала в наиболее нагруженном сечение обеспечены.
Расчёт быстроходного вала.
Быстроходный вал изготавливается из стали 40ХН, метод термической обработки - улучшение и закалка ТВЧ с пределом изменения твёрдости зубьев на поверхности HRC=48….53.. По таблице [3,с.53,табл.3.2] определим параметры материала вала: , .
По эпюрам напряжений наиболее нагруженным является сечение 2-2, проходящее через точку приложения реакции подшипника А.
Концентратором напряжения в данном случае является посадка с натягом на ступени вала диаметром d=55 мм.
1. Определим напряжения в опасном сечение:
[3,с.269]
3=0,1*553=16637,5 мм3 –осевой момент сопротивления сечения вала [3,с.270,табл.11.1],
М= Н*м,
Н/мм2.
Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напряжений кручения
[3,с.269], где
-крутящий момент,
-полярный момент инерции сопротивления сечения вала [3,с.270,табл.11.1]
мм3
2. Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:
[3,с.270]
[3,с.270]
и эффективные коэффициенты напряжений, зависят от сечения и механических характеристик материала
/ =4,6 [3,с.272,табл.11.2]
/ =3,05 [3,с.272,табл.11.2]
-коэффициент влияния шероховатости, [3,с.272,табл.11.4]
-коэффициент влияния поверхностного упрочнения, [3,с.272,табл.11.5]
=3,64
2,54
3. Определим пределы выносливости в расчетном сечение вала, Н/мм2:
[3,с.273]
[3,с.273],
где и 0,58* -пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм2:
Н/мм2 [3,с.53, табл.7.3]
Н/мм2,
Н/мм2
Н/мм2
4. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
[3,c.273]
[3,c.273]
5. Определим общий коэффициент запаса прочности сечения:
[3,с273]
[S]-прочность и жесткость ведущего вала в наиболее нагруженном сечение обеспечены.