Проверка статичной прочности валов по эквивалентному моменту.Определение опасных сечений для каждого валов, с расчетом для них эквивалентных сечений произведено в п.6.1. Рассчитаем минимальные диаметры валов, необходимые для жесткости при Вал I, сечение в т.1:
что меньше d=35 мм – диаметра под подшипники вала-шестерни. Вал II, сечение в т.D:
что меньше d=53 мм – диаметра вала под колесом. Следовательно, жесткость валов обеспечивается. Рисунок 8.2. Расчетная схема вала II. Подбор подшипников по динамической грузоподъемности.
Вал1. Назначены подшипники 46307. Частота вращения вала: n=694,2 об/мин. Суммарные реакции опор:
Рисунок 9.1 – Схема нагрузки подшипникового узла
Осевые составляющие от радиальной нагрузки:
где Осевые нагрузки подшипников (см. рис. 7.5 [7]). В нашем случае при Рассмотрим сечение 2 отношение Эквивалентная нагрузка:
Где Х=1 и Y=0
Рассмотрим сечение 1 отношение Эквивалентная нагрузка:
Где Х=0,56 и Y=2.3
Расчетная долговечность, млн. об по формуле:
Расчетная долговечность, ч
Долговечность подшипников ведущего вала обеспечена, так как Lh≥[Lh]=15∙103 часов.
Вал 2. Назначены подшипники 46309. Частота вращения вала: n=219.7 об/мин. Суммарные реакции опор: Осевые составляющие от радиальной нагрузки:
где Осевые нагрузки подшипников (см. рис. 7.5 [7]). В нашем случае при Рассмотрим сечение 3
отношение Эквивалентная нагрузка:
Где Х=1 и Y=0
Рассмотрим сечение 4 отношение
Где Х=0,45 и Y=1,46
Расчетная долговечность, млн. об по формуле:
Расчетная долговечность, ч
Долговечность подшипников ведущего вала обеспечена, так как Lh≥[Lh]=15∙103 часов. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений. Вал I. Для передачи крутящего момента от электродвигателя на ведущий вал редуктора применим призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360-80. При принятом выходном конце вала d1 =30 мм размеры сечения шпонки и пазов (см. рис.10.1): b=8 мм; h=7 мм, t1 =4 мм.
Рисунок 10.1. Шпоночное соединение. Проведем расчет на смятие шпонок. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Напряжение смятия и условие прочности (см. ф. 8.22 [4]):
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [sсм ]=120 МПа, (см.стр.310 [4]). Рабочая длина шпонки из условия прочности на смятие:
Полная длина шпонки: Принимаем: Тогда:
Вал II. Для передачи крутящего момента от зубчатого колеса на вал II применим призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360-80. При принятом посадочном диаметре вала d =40мм размеры сечения шпонки и пазов (см. рис.10.1): b=12 мм; h=8 мм, t1 =5 мм. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Рабочая длина шпонки из условия прочности на смятие:
Полная длина шпонки: Принимаем: Тогда:
Для передачи крутящего момента от выходного вала на ременную передачу применим призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ 23360-80. При принятом выходном конце вала d =53 мм размеры сечения шпонки и пазов (см. рис.10.1): b=16 мм; h=10 мм, t1 =6 мм. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Рабочая длина шпонки из условия прочности на смятие:
Полная длина шпонки: Принимаем: Тогда: Расчет шпоночных соединений показал, что шпонки подобраны правильно.
Расчет валов на выносливость.
Вал I. Определим коэффициенты усталостной прочности для сечения в точке 2 (концетрация напряжений от напрессовки внутреннего кольца подшипника на вал). Сечение в точке 2. Суммарный изгибающий момент: Момент сопротивления сечения:
Амплитуда нормальных напряжений:
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Полярный момент сопротивления: Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
где: Результирующий коэффициент запаса:
Вал II. Определим коэффициенты усталостной прочности для наиболее опасного сечения в точке C (наличие шпоночной канавки,) МƩ=324.3 Нм. Вал нагружен крутящим моментом Т2 =309.3 Н×м. Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
Принимаем
где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла
где:
Тогда: Результирующий коэффициент запаса:
Читайте также:
|
(см. ф. 3.25 [2]).
при 
.
и Fa >0 то Ра2=S2 =830 Н, Ра1=S2-Fa =565 Н
, поэтому не учитываем осевую нагрузку:
(8.5)
радиальная нагрузка
коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров
, поэтому осевую нагрузку учитываем:
(8.5)
радиальная нагрузка
при a=12°.
и Fa >0 то Ра4=S3+Fa =1651 Н, Ра3=S3 =815 Н
, поэтому осевую нагрузку не учитываем
(8.5)
радиальная нагрузка
, поэтому осевую нагрузку учитываем:
радиальная нагрузка
где: 
(см. табл. 8.7 [3])
(см.табл.8.5 [3]); 
(см.табл.8.8[3]) и 
(см. с.166 [3]).
; 
, 
Последнее изменение этой страницы: 2016-05-28; Просмотров: 68;