- •4.4 Расчет подшипников на долговечность 13
- •Введение
- •2. Расчет зубчатой передачи
- •2.2 Проектный расчет передачи
- •2.3 Силы в зацеплении
- •3. Расчет валов и подбор подшипников
- •3.1 Проектный расчет тихоходного вала
- •3.2 Проектный расчет быстроходного вала
- •3.3. Подбор и расчет шпонок.
- •3.4 Конструкция зубчатых колес.
- •3.4.1 Шестерня
- •3.4.2 Колесо
- •3.5 Подбор крышек подшипниковых узлов и уплотнительных манжет
- •4.2 Расчет подшипников на долговечность
- •4.2.8Определение изгибающих и крутящих моментов на ведомом валу.
- •4.4 Расчет подшипников на долговечность
- •4.2.6 Долговечность подшипника при максимальной нагрузке
- •5. Проверочный расчет тихоходного вала
- •5.1 Расчет вала на усталостную прочность
- •5.2 Расчет вала в сечении в.
- •5.3. Расчет вала в сечении с.
- •5.3.7 Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла
- •5.1.2.8 Коэффициент влияния упрочнения
- •5.2.9 Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали
- •5.2.10 Коэффициенты запаса прочности
- •5.4 Расчет вала на статическую прочность
- •5.4.1 Расчет вала в сечении в.
- •5.4.2 Расчет вала в сечении с.
- •6. Выбор смазки для колес и подшипников, ее контроль и замена
- •Заключение
- •Библиографический список
4.2.8Определение изгибающих и крутящих моментов на ведомом валу.
4.5.1 Изгибающие моменты в сечении C.
Вертикальная плоскость:
Mc= -Rd*CD=-0.609*55=-33.5 Н*м
Горизонтальная плоскость:
Mc=Rd*CD=0.2*55=11 Н*м
4.5.2 Изгибающие моменты в сечении B.
Вертикальная плоскость:
Mb= -Rd*BD-Ft*BC=-0.609*110-1.2*55=-133H*м
Горизонтальная плоскость:
Mb=Rd*BD-Fr*BC=0
4.5.3 Изгибающие моменты в сечении A
Вертикальная плоскость:
Ma= -Rd*AD-Ft*AC+Rb*AB=-0.609*205-1.2*150+3.209*95=0
Крутящий момент в сечении ,A B и C равен T2= 128.4 Н м
4.4 Расчет подшипников на долговечность
Подшипник 209 ГОСТ 8338-75:
Расчет подшипника ведем для наиболее нагруженной опоры C.
4.2.1Коэффициент вращения
При вращении внутреннего кольца подшипника V=1.
4.2.2 Коэффициенты нагрузки
Принимаем X=1, Y=0, так как осевая нагрузка отсутствует.
4.2.3 Температурный коэффициент
При рабочей температуре подшипника t < 1050С принимаем KT = 1
4.2.4 Коэффициент безопасности для режима работы
4.2.5 Эквивалентная динамическая нагрузка
P = KT Кб ( X·V·RС + Y·Fa)=1·1,3·(1·1·3,4+0·0) = 4,173кН
4.2.6 Долговечность подшипника при максимальной нагрузке
Lh=106/60n2 *(С/Р)=106/60*237,25 *(33,2/4,137)3 =36 307 ч.
m =3 – для шарикоподшипников
4.2.7 Эквивалентная долговечность подшипника
Le=Lh/uk=36307/0,5=72 614 ч.
где = 0,5 – коэффициент эквивалентности для тяжёлого режима нагружения.
Поскольку LE =72 614 ч > 12 500 ч, то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы.
5. Проверочный расчет тихоходного вала
5.1 Расчет вала на усталостную прочность
В качестве опасных сечений рассмотрим те, в которых действуют наибольшие изгибающие моменты и имеются концентраторы напряжений. К таким сечениям относятся:
- сечение C, для которого концентратором напряжения является посадка с натягом внутреннего кольца подшипника;
- сечение B, для которого концентраторами напряжений являются посадка с натягом зубчатого колеса и шпоночный паз.
5.2 Расчет вала в сечении в.
5.2.1Характеристики сечения
В сечении действую: Суммарный изгибающий момент
МИ = изгибающий момент
Ми=133 Н*м
- крутящий момент ТIІ =128,4Н*м
Диаметр вала d = 45 мм
Сталь 45 : = 780 МПа
5.2.2 Геометрические характеристики сечения
- осевой момент сопротивления
WX = = =8946 мм3
- полярный момент сопротивления
WP = = =17892 мм3
- площадь сечения
А = = =1590,4 мм3
5.2.3 Определение напряжений
- Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой
σа= = =14,86 МПа
- Среднее значение цикла нормальных напряжений
σm= =
- Касательное напряжения меняются по отнулевому циклу
τа=τm= = =3,58МПа
5.2.4 Пределы выносливости
Пределы выносливости углеродистых сталей при симметричном цикле изгиба и кручения определяются следующим образом:
= 0,43 = 0,43 780 = 335,4 МПа
= 0,58 = 0,58 335,4 = 194,53 МПа
5.2.5 Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и коэффициент влияния размера поперечного сечения
Выбираем тип концентратора напряжения и по соответствующей таблице для этого типа выбираем значения коэффициентов концентраций напряжений по изгибу ( ) и по кручению ( ).
Для посадки с натягом находим коэффициент , где - коэффициент влияния размера поперечного сечения вала. Это отношение находим по ГОСТ 25.504-82 в соответствии с диаметром вала =4,44. Значение вычислим по формуле:
=0,6 +0,4= 0,6*4,44+0,4=3,064
5.2.6 Коэффициент влияния шероховатости поверхности
Примем, что поверхность вала под подшипник получена чистовым шлифованием с Ra = 0,8 мкм, этой величине соответствует kF = 1,2.
5.2.7 Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла
0,02 (1+0,01 )=0,02 (1+0,01 780)=0,176
0,5 0,5 0,176 = 0,088
5.2.8 Коэффициент влияния упрочнения
Примем, что на участке вала с опасным сечением упрочнение отсутствует, поэтому kV = 1.
5.2.9 Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали
KσD==(4,44+1,2-1)/1 =4,64
KτD= =(3,064+1,2-1)/1=3,24
5.2.10 Коэффициенты запаса прочности
Sσ= = =4,9
Sτ= = =13,19
Общий коэффициент запаса прочности
S= = =5,16 [S]=2
Усталостная прочность вала в сечении В обеспечена.