Проектирование приводной станции к кормораздатчику (стр. 5 из 6)

Условие С_расч£С выполняется и подшипник подходит по динамической грузоподъемности.

Промежуточный вал

Расчет ведем по левой опоре т.к. R_А > R_Б.

Предварительно выбираем подшипник шариковый радиальный легкой серии №205.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку по (5.4):

Р=1*1*1395,19*1*1,5= 2092,79 Н.

Расчетная динамическая радиальная грузоподъемность по (5.5)

Н.

Динамическая грузоподъемность выбранного подшипника С=14000 Н.

Условие С_расч£С выполняется и подшипник подходит по динамической грузоподъемности.

Тихоходный вал

Расчет ведем по правой опоре т.к. R_Б > R_А.

Предварительно выбираем подшипник шариковый радиальный легкой серии №210.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку по (5.4):

Р=1*1*3381,77*1*1,5= 5072,66 Н.

Расчетная динамическая радиальная грузоподъемность по (5.5)

Н.

Динамическая грузоподъемность выбранного подшипника С=35100 Н.

Условие С_расч£С выполняется и подшипник подходит по динамической грузоподъемности.

6. Проверка шпоночных соединений

В соответствии с компоновкой выбираем следующие шпонки:

Под ведомым шкивом клиноременной передачи

Шпонка 6´6´28 ГОСТ 23360-78.

(6.1)

гдеТ – крутящий момент на валу, Нм,

l_p– рабочая длина шпонки, мм:

для шпонки исполнения 1:

; для шпонки исполнения 2: ; для шпонки исполнения 3: ,

l – полная длина шпонки, b – ширина шпонки, h – высота шпонки, мм,

t₁ – глубина паза вала, мм,

d – диаметр вала, мм.

[s_см] = 60…100 МПа – допустимое напряжение смятия для стали.

Получаем

£[s_см].

Под шестерней быстроходного вала

Шпонка 10´8´32 ГОСТ 23360-78.

£[s_см].

Под шестерней и под колесом промежуточного вала одинаковые шпонки

Шпонка 8´7´50 ГОСТ 23360-78.

£[s_см].

Под колесом тихоходного вала

Шпонка 16´10´70 ГОСТ 23360-78.

£[s_см].

Под муфтой

Шпонка 2-12´8´80 ГОСТ 23360-78.

£[s_см].

Все шпонки пригодны для использования по напряжениям смятия.

7. Уточненный расчет валов

В качестве материала для валов выбираем сталь 40Х, характеристики которой приведены в табл. 7.1 [1, стр. 268].

Таблица 7.1 – Механические характеристики материала валов

Характеристика	Значение
Твердость поверхности, НВ	217
Предел прочности, МПа	980
Предел текучести, МПа	780
Предел выносливости по изгибу, МПа	600
Предел выносливости по кручению, МПа	320

Быстроходный вал

Пользуясь расчетной схемой (рис. 5.1) строим эпюры изгибающих и крутящего моментов (рис. 7.1). Затем находим опасные сечения вала для которых производим уточненный расчет.

Рис. 7.1. Эпюры изгибающих и крутящих моментов для быстроходного вала

Наиболее опасным будет сечение в месте канавки под стопорное кольцо для фиксации подшипника в левой опоре, так как в нем действует изгибающий момент и крутящий момент, а также имеется концентратор напряжений в виде канавки.

Опасное сечение расположено в 55 мм от левого конца вала. В нем действует изгибающий момент М_изг=F_кл.рем*55=836,84*55= 46026,28 Н·мм.

Произведем уточненный расчет для опасного сечения.

Момент сопротивления изгибу по формуле

(7.1)

где d_m = 30 мм – диаметр вала;

r = 0,75 мм – глубина канавки.

Получаем

мм³.

Амплитудные напряжения изгиба:

s_а=М_изг/W_иН=46026,28/2271,51=20,26 МПа.(7.2)

Коэффициент снижения выносливости детали в рассматриваемом сечении

(7.3)

гдеk_s =2,0 – коэффициент концентрации напряжений по изгибу [1, стр. 76];

k_d = 0,81 – коэффициент влияния абсолютных размеров сечения;

k_F = 0,84 – коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности;

k_v= 1 – коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Получаем

.

Коэффициент запаса прочности вала по нормальным напряжениям

s_s=s_-1/(s_ak_sд) (7.4)

гдеs_-1=600 МПа – предел выносливости гладких цилиндрических образцов при симметричном цикле изгиба [1, стр. 268].

Получаем

s_s=600/(20,26*2,67)= 11,09.

Момент сопротивления кручению:

(7.5)

Амплитудные напряжения кручения:

(7.6)

t_а=0,5*47,58*1000/4543,02= 5,24 МПа.

Коэффициент снижения выносливости детали в рассматриваемом сечении при кручении

(7.7)

гдеk_t=1,65 – коэффициент концентрации напряжений по кручению [1, стр. 76];

k_d = 0,81 – коэффициент влияния абсолютных размеров сечения;

k_F = 0,84 – коэффициент влияния параметров шероховатости поверхности;k_v= 1 – коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Получаем

.

Коэффициент запаса прочности вала по касательным напряжениям

s_t=t_-1/(t_ak_tд) (7.8)

гдеt_-1=320 МПа – предел выносливости гладких цилиндрических образцов при симметричном цикле кручения [1, стр. 268].

Получаем

s_t=320/(5,24*2,24)= 27,31.

Общий запас сопротивления усталости

,(7.9)

Получаем

>1,3.

В данном опасном сечении обеспечивается достаточный запас прочности.

Промежуточный вал

Пользуясь расчетной схемой (рис. 5.2) строим эпюры изгибающих и крутящего моментов (рис. 7.2).

Рис. 7.2. Эпюры изгибающих и крутящих моментов для быстроходного вала

Наиболее опасным будет сечение под шестерней тихоходной передачи, где действует максимальный изгибающий момент

М_изг=

= =81343,65 Н*мм

и крутящий момент Т=120210 Н*мм, а также имеется концентратор напряжений в виде шпоночного паза.

Произведем уточненный расчет для опасного сечения.

Момент сопротивления изгибу

(7.10)

гдеd_m = 30 мм –диаметр вала под шпонкой, t₁ = 4 мм – глубина шпоночного паза, b = 8 мм – ширина шпонки.

мм³.

Амплитудные напряжения изгиба:

s_а=М_изг/W_иН=81343,65/2288,84= 35,54 МПа.(7.11)

Коэффициент снижения выносливости детали в рассматриваемом сечении по формуле (7.3), где принимаем k_s =1,85;k_d = 0,81; k_F = 0,84;k_v= 1.

Получаем

.

Коэффициент запаса прочности вала по нормальным напряжениям по (7.4)

s_s=600/(35,54*2,49)= 6,79.

Момент сопротивления кручению:

(7.12)

мм³.

Амплитудные напряжения кручения по (7.6)

t_а=0,5*120210/4938,22=12,17 МПа.

Коэффициент снижения выносливости детали в рассматриваемом сечении при кручении по (7.7), где k_t=1,7; k_d = 0,81; k_F = 0,84; k_v= 1

Получаем

.

Коэффициент запаса прочности вала по касательным напряжениям по (7.8)

s_t=320/(12,17*2,3)= 11,43.

Общий запас сопротивления усталости по (7.9):

>1,3.

В данном опасном сечении обеспечивается достаточный запас прочности.

Тихоходный вал

Пользуясь расчетной схемой (рис. 5.3) строим эпюры изгибающих и крутящего моментов (рис. 7.3). Наиболее опасным будет сечение в месте канавки под стопорное кольцо для фиксации подшипника в правой опоре, так как в нем действует значительный изгибающий и крутящий момент, а также имеется концентратор напряжений в виде канавки.