Расчет на прочность особо нагруженных рабочих деталей

Проверочный расчет валов на прочность выполняют на совместное действие изгиба и кручение. При этом расчет отражает разновидности цикла напряжений изгиба и кручения, усталостные характеристики материалов, размеры, форму и состояние поверхности валов. Проверочный расчет проводится после завершения конструктивной компоновки и установления окончательных размеров валов. Цель расчета заключается в определении коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнении их с допускаемыми S? [S]. При высокой достоверности расчета [S]=2,5. Будем производить расчет для опасных сечений каждого из валов. Проверка на усталостную прочность быстроходного вала: а) нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба, МПа:

.

где Мсуммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении вала, Н•мм; W-осевой момент сопротивления сечения вала, W=4287,5 мм²;

.

б) касательные напряжения изменяются по от нулевому циклу, при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напряжений кручения, МПа:

гдекрутящий момент, Н•м; Полярный момент инерции сопротивления сечения вала, Wс=8575 мм2;

Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала по формулам приложения:

;

где и — эффективные коэффициенты концентраций напряжений, / =3,5, /=2,5; - коэффициент влияния шероховатости, =1; - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения ;

в) Определяем пределы выносливости в расчетном сечении валa по формулам приложения Н/мм":

гдеи =0,58- пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм2;

• г) определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям :
• д) определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

Проверка на усталостную прочность тихоходного вала Определяем напряжения в опасных сечениях вала, Н/мм2:

а) нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба, МПа:

.

где Мсуммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении вала, Н•мм; W-осевой момент сопротивления сечения вала, W = 9112,5 мм²;

.

б) касательные напряжения изменяются по от нулевому циклу, при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напряжений кручения, МПа :

гдекрутящий момент, Н•м; -полярный момент инерции сопротивления сечения вала, Wс = 18 225 мм²;

Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала :

;

где и — эффективные коэффициенты концентраций напряжений, / =3,5, /=2,5 ;- коэффициент влияния шероховатости, =1; - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

в) Определяем пределы выносливости в расчетном сечении валa, Н/мм2:

гдеи =0,58 — пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм2;

; ;

• г) определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям :
• д) определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

Проверка подшипников качения на долговечность Проверочный расчет предварительно выбранных подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного вала. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности, Н., с базовой величиной, Н., или базовой долговечности, ч., с требуемой, ч., по условиям:

Требуемая долговечность подшипника предусмотрена ГОСТ 16 162- 93 и составляет для зубчатых колес? 10 000 ч.

Расчетная динамическая грузоподъемность, Н, и базовая долговечность, ч, определяются по формулам :

где — эквивалентная динамическая нагрузка, Н; m — показатель степени, m = 3,33; n — частота вращения соответствующего вала, об/мин.

Расчет долговечности подшипников быстроходного вала Исходные данные:

Fa= 393 H; e = 0,37, =3602 H, =503 Н,.

= 1,2, = 1, = 1, = 51 c-1, Y=1,62, X=0,4, Cr=36 200 H;

Проверим пригодность подшипников быстроходного вала конического редуктора, работающего с умеренными толчками и вибрационной нагрузкой.

Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок:

Н Н.

определяем осевые нагрузки подшипников. Так как > то ==1146 Н;

Н;

Определяем отношения :

По соотношению и выбираем соответствующую формулы для определения :

=1· 3602· 1,2=4322,4 Н;

H;

Определяем динамическую грузоподъемность по большей эквивалентной нагрузке :

Н;

Такое соотношение расчетной и базовой динамических грузоподъемностей (22 618<36 200) вполне приемлемо.

Определяем долговечность подшипника, ч :

Такое значение расчетной вполне приемлемо.

Расчет долговечности подшипников тихоходного вала Исходные данные:

Ra= 393 H; Cr= 42 700 Н.; e = 0,41, =8096 H, =5555 Н,.

= 1,2, = 1, = 1, = 12,769 c-1, Y=1,45, X=0,4, Cr=36 200 H;

Проверим пригодность подшипников быстроходного вала конического редуктора, работающего с умеренными толчками и вибрационной нагрузкой.

Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок:

Н;

Н;

Определяем осевые нагрузки подшипников. Так как > то == 2854 Н;

Н;

Определяем отношения :

По соотношению и выбираем соответствующую формулы для определения :

= 1· 5555· 1,2 = 6666 H;

Определяем динамическую грузоподъемность по большей эквивалентной нагрузке :

Н;

Такое соотношение расчетной и базовой динамических грузоподъемностей (22 440<42 700) вполне приемлемо. Определяем долговечность подшипника, ч :

Такое значение расчетной вполне приемлемо.

Расчет элементов корпуса редуктора Для удобства сборки корпус выполняем разборным. Плоскость разъема проходит через оси валов. Плоскость разъема для удобства обработки располагаем параллельно плоскости основания. Верхнюю поверхность крышки, служащую технологической базой для обработки плоскости разъем, также выполняем горизонтальной.

Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема выполняем фланцы. Фланцы объединены с приливами для подшипников (бобышек).

Для соединения крышки с корпусом используются болты с наружной шестигранной головкой, диаметр которых принимаем М12.

Для предотвращения взаимного смещения корпусных деталей при растачивании отверстий под подшипники и обеспечения точного расположения их при повторных сборках, крышку фиксируем относительно корпуса двумя коническими штифтами.

Толщина стенок основания корпуса редуктора вычисляется по формуле :

Принимаем мм.

Толщину стенки крышки корпуса вычисляется по формуле приложения [7], с.158:

мм.

Принимаем мм.

Для подъема и транспортировки крышки корпуса и сборного редуктора применяют проушины, отливая их заодно с крышкой. В верхней части крышки корпуса находится люк предназначенный не только для заливки масла, но и для осмотра зацепления подшипников. Люк закрывают крышкой.

Расстояние от края вращающегося колеса до внутренней стенки корпуса Расстояние между дном корпуса и поверхностью шестерни, предназначенное для масла. Для замены масла в нижней части корпуса находится сливное отверстие.

Фундаментный фланец редуктора крепится к плите четырьмя болтами М16 с шестигранной головкой.