Смекни!
smekni.com

Проектування приводу ланцюгового конвеєра механообробної ділянки (стр. 7 из 10)

Для вхідної муфти:

МПа.

Для шестерні 1:

МПа.

Для колеса 6:

МПа.

Для вихідної муфти:

МПа.

4.5 Розрахунок вала на опір втомі

Для розрахунку вала на опір втоми необхідно проаналізувати місця розташування небезпечних перерізів. Місцями небезпечних перерізів є посадкові поверхні під зубчастими колесами і шестернями, муфтами, шківами, зірочками (перерізи ослаблені шпонковим пазом) перерізи біля галтелей. Як видно з епюр згинаючих моментів, найнебезпечнішим концентратором напруг є посадкове місце під підшипник. Для цього концентратора напруг і будемо вести розрахунок, а розрахунки в інших небезпечних місцях розрахуємо і занесемо в таблицю.

Визначення амплітудних

,
і постійних складових
,
напруг згину і крутіння для нереверсивного валу.

;

.

де

- відповідно згинаючий і крутний моменти в розглянутому перерізі вала, Нм (визначаємо з епюр).

Визначення осьових моментів перерізу для кола під підшипник:

мм3;

мм3;

МПа;

МПа;

Для визначення запасу опору втоми вала необхідно визначити коефіцієнт запасу опору втоми, як по нормальним, так і по дотичним напруженням.

;

де

- межі витривалості при згині і крутінні із симетричним циклом зміни напружень
МПа,
200 МПа.
- коефіцієнти, що враховують вплив абсолютних розмірів вала

- коефіцієнти концентрації напруг при згині і крутінні з урахуванням впливу шорсткості поверхні:


- коефіцієнти впливу шорсткості поверхні [3].
,

- ефективні концентрації напруг.

,
- коефіцієнти, що характеризують чутливість матеріалу до асиметрії циклу напруг при
МПа. [3]

- коефіцієнт зміцнення [3]

,

Запас опору втомі для валів із пластичних матеріалів:

;

Запас міцності оптимальний для співосно - циліндричного трьохступінчатого редуктора – раніше прийняті значення діаметрів валів у небезпечних перерізах залишаються незмінними.

Таблиця 4.4 Розрахункові параметри для витривалості валу.

шпонка підшипник галтель хвостовик
W нетто, мм3 117877,1 98125 113592 73482,5
σE, МПа 42,6 56,2 47,5 67
Me 5018,7 5518,6 5392,6 4927,8
2 2,5 2 2
0,085 0,141 0,095 0,134
b, мм (шпонка) 28 - - 28
t1, мм (шпонка) 10 - - 10
Wк нетто, мм3 248481,5 196250 227184 157612,4
10 12,5 10,85 15,6
1,9 2,5 2,2 1,9
1,7 1,7 1,41 1,7
1 1 1 1
1 1 1 1
1,9 2,5 2,2 1,9
1,7 1,7 1,41 1,7
0,1 0,1 0,1 0,1
0,05 0,05 0,05 0,05
β 1 1 1 1
340 340 340 340
200 200 200 200
0,68 0,68 0,68 0,67
0,68 0,68 0,68 0,67
2,85 1,58 2,2 1,8
7,8 5,9 8,7 5
2,68 1,6 2,13 1,7

5. ОСТАТОЧНИЙ ВИБІР ПІДШИПНИКІВ КОЧЕННЯ

5.1 Розрахунок довговічності підшипників кочення

Фактична довговічність підшипника

в годинах.

;

де С – динамічна вантажопідйомність, кН.

Р – приведене навантаження, кН.

r - коефіцієнт форми тіла кочення,

- для кулькових підшипників,
- для роликових підшипників.

Приведене навантаження визначаємо:

Н;

де V – "коефіцієнт кільця": V=1 при обертанні внутрішнього кільця, V=1,2 при обертанні зовнішнього кільця;

R, A – радіальне й осьове навантаження на підшипник;

X, Y – коефіцієнт приведення R, A; Х=1. [3 с. 68 табл.8.4]

- коефіцієнт безпеки, залежить від умов роботи і серйозності наслідків аварії, що викликано відмовою підшипника. [3 с.65 табл. 8.1].