Кинематический расчет привода (стр. 5 из 7)

б) принимаем зазор между торцом ступицы зубчатого колеса и внутренней стенкой корпуса 1,2d;

в) глубину гнезда подшипника принимаем равной 40 мм, для размещения болта, соединяющего крышку редуктора с корпусом, принятого выше М16;

г) толщину фланца крышки подшипника принимаем равной 8 мм, болты для крепления крышки подшипника принимаем равными М8;

д) высота головки болта, крепящего крышку подшипника равна 5,5 мм, принимаем зазор между торцом крышки подшипника и ступицей звездочки цепной передачи равным 5 мм.

Измерением устанавливаем расстояние l₁ = 90мм, l₂ = 155мм; l₃ = 50 мм, l₄ = 75мм, l₅ = 80 мм; l₆ = 55 мм, l₇ = 80 мм; l₈ = 135 мм; l₉ = 100 мм

10. Расчет подшипников

10.1 Ведущий вал

Реакции опор в плоскости xz

Н

Н

проверка: F_t1- R_x1 - R_x2 = 1293 - 315 - 978 = 0

Реакции опор в плоскости yz

Н

Н

проверка: F_r1 + F_в + R_y2 - R_y1 = 471 + 812 + 20 - 1303 = 0

Суммарные реакции

Н

Н

Эквивалентную динамическую радиальную нагрузку наиболее нагруженной опоры P_э1, Н, определяем согласно [1.c.212] по формуле

P_эi = V × P_ri× K_б× K_Т (10.1)

где V - коэффициент, учитывающий вращение колец подшипников,

V = 1 [1.c.212]

K_б- коэффициент нагрузки, K_б= 1,2 [1.с.214]

K_Т - температурный коэффициент, K_Т = 1 [1.с.214]

P_э1 = 1 × 1340,8 × 1,2 × 1 = 1608,9 Н

Расчетную долговечность выбранного подшипника L₁, млн.об., определяем согласно [1.c.211] по формуле

(10.2)

Рисунок 10.1 Расчетная схема ведущего вала

млн.об.

Расчетную долговечность выбранного подшипника L_h1, ч, определяем согласно [1.c.211] по формуле

ч

Условие L_h1 > L_hвыполнено, подшипник пригоден.

10.2 Промежуточный вал

Реакции опор в плоскости xz

Н

Н

проверка: F_t1+ F_t2 - R_x3 - R_x4 = 1293 + 4115 - 2984 - 2424 = 0

Реакции опор в плоскости yz

Н

Н

проверка: F_r2-F_r1 - R_y3 - R_y4 = 1859 - 471 – 1072 – 316 = 0

Суммарные реакции

Н

Н

Эквивалентную динамическую радиальную нагрузку наиболее нагруженной опоры P_э3, Н, определяем согласно по формуле [10.1] при K_б= 1,1 [1.с.214]

P_э3 = 1 × 3170,6 × 1,1 × 1 = 3487,7 Н

Расчетную долговечность выбранного подшипника L₂, млн.об., определяем согласно [1.c.211] по формуле

млн.об.

Расчетную долговечность выбранного подшипника L_h2, ч, определяли согласно [1.c.211] по формуле

ч

Условие L_h2 > L_h выполнено, подшипник пригоден.

10.3 Ведомый вал

Реакции опор в плоскости xz

,

где F_м - радиальная сила, вызванная радиальным смещением муфты.

Радиальную силу F_м, Н, зубчатой муфты определяем согласно [3, с.352 ] по формуле

(10.3)

где d_м – делительный диаметр зубчатого зацепления муфты, d_м = 75 мм

Н

принимаем F_м = 2500 Н.

Н

Н

проверка: F_t2 +F_м - R_x5 - R_x6 = 4115 + 2500 – 1421 - 5194 = 0

Реакции опор в плоскости yz

Н

Н

проверка:F_r2 - R_y5 - R_y6 = 1859 - 1167 - 692 = 0

Суммарные реакции

Н

Н

Рисунок 3.3 Расчетная схема ведомого вала

Эквивалентную динамическую радиальную нагрузку наиболее нагруженной опоры P_э6, Н, определяем по формуле [10.1] при K_б= 1,3 [1.с.214]

P_э6 = 1 × 5239,8 × 1,3 × 1 = 6811,8 Н

Расчетную долговечность выбранного подшипника L₃, млн.об., определяем согласно [1.c.211] по формуле

млн.об.

Расчетную долговечность выбранного подшипника L_h1, ч, определяем по формуле [10.2]

ч

Условие L_h3 > L_h выполнено, подшипник пригоден.

11. Уточненный расчет валов

Принимаем, что нормальные напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

11.1 Ведущий вал

Принимаем материал вала сталь 45, термообработка - нормализация, σ_В = 570МПа

Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба _, МПа, определяем согласно [5,c.162] по формуле

s_-1 = 0,43 ×s_В, (11.1)

s_-1= 0,43 × 570 = 245,1 МПа

Предел выносливости стали при симметричном цикле касательных напряжений t_-1, МПа, определяем согласно [5,c.164] по формуле

t_-1 = 0,58 × s_-1, (11.2)

t_-1 = 0,58 × 245,1 = 142,16 Мпа

Сечение А - А. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. так как в этом сечении изгибающего момента нет, то рассчитываем только на кручение.

Момент сопротивления кручению нетто сечения вала

, мм², определяем согласно [5,c.165] по формуле

(11.3)

где d - диаметр вала, мм;

b - ширина шпоночной канавки, мм;

t₁ - глубина шпоночной канавки, мм

мм³

Амплитуду отнулевого цикла касательных напряжений при кручении вала _v, МПа, определяем согласно [5,c.166] по формуле

(11.4)

МПа

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

согласно [5,c.164] по формуле

(11.5)

где k_- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, k_ = 1,5 [5,c.165];

(11.4)

МПа

Определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

согласно [5,c.164] по формуле

Сечение Б - Б. В этом сечении действуют максимальные крутящий и изгибающий моменты. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.

Находим значения коэффициентов:

2,5 [5,с.166];

[5,c.166]

Определяем изгибающий момент M, Нмм, в сечении

M = F_в×l₁ = 812 × 90 = 77,14 × 10³ Н×мм