Дослідження матеріала вхідного вала редуктора та допустимі напруження

РОЗРАХУНОК РЕДУКТОРНОГО ВАЛУ

1. Об’єкт дослідження: матеріал вала та допустимі напруження.

Розглядається вхідний вал редуктора.

Для виготовлення вала назначаємо сталь 40Х, для якої границя текучості σ_Т = 500 МПа, границя міцності σ_В = 730 МПа.

2. Перевірочні розрахунки на міцність.

2.1. Розрахункова схема вала.

Розглянутий вал має дві опори і розраховується як шарнірно-оперта балка.

На розглянутий вал діють сили від конічної шестернi:

-  колова           F_t = 772 H;

-  радіальна      F_r = 273 H;

-  осьова                     F_a = 65 H.

Визначаємо відстань між перерізами, де діють сили      a = 76,15 мм,

b = 115,75 мм, с = 45 мм.

2.2. Визначаємо реакції в опорах і будуємо епюри згинальних моментів.

2.2.1. Горизонтальна площина.

2.2.1.1.  Визначаємо реакції в опорах у горизонтальній площині xoz :

  ,

где Н·м

Перевірка:    

2.2.1.2.  Визначаємо реакції в опорах у горизонтальній площині yoz:

Перевірка:    

2.2.1.3.  Визначаємо згинальний момент в площині xoz:

 H·м;

 H·м;

 H·м;

 H·м.

2.2.1.4. Визначаємо згинальний момент в площині yoz:

 H·м;

 H·м;

 H·м;

 H·м.

2.3. Визначаємо сумарний згинальний момент         

 H·м;

 H·м;

 H·м;

 H·м;

2.4. Визначаємо приведений момент                    

  Приймаємо α = 0,75, тоді:

 H·м;

 H·м;

 H·м;

 H·м;

2.5. Перевіряємо вал на статичну міцність.

Виходячи з умов статичної міцності розраховуємо діаметри перерізів:

мм,

де [σ_-1] = 69,35 МПа – напруга, що допускається.

 [σ_-1] ≈ (0,1…0,09)·σ_В = 69,35МПа.

РОЗРАХУНОК ПІДШИПНИКІВ

Вихідні данні:

Радіальні навантаження на опори вала:

R_A = 312 H;   R_B = 1130 H.

Осьова сила F_a = 65 Н;

Кутова швидкість вала n = 1445 хв^-1.

Діаметр цапфи під підшипник d_П = 40 мм.

Потрібна довговічність підшипника L_{h mp} = 12614,4 час.

1. Орієнтуючись на діаметр цапф під підшипники d_п = 40 мм , беремо підшипники 7608 А ГОСТ 27365-87для яких маємо: базова динамічна вантажність С = 110,0 кН ; базова статична вантажність С₀ = 85 кН .

2. Згідно до умов роботи підшипників беремо: V = 1 – обертається внутрішнє кільце підшипника; К_Б = 1,2 - коефіцієнт безпеки; К_Т = 1,0 - температурний коефіцієнт при робочій температурі до 100°С.

3. Аналізуючи схеми навантаження, визначимо:

                      F_rI = R_А = 312 H;  F_rII = R_В = 1130 H;         F_ав = F_a = 65 H.

4. Попередньо обчислимо осьові складові радіальних навантажень

            для підшипника І F_sI = 0,83 e_I F_rI = 0,83 ∙ 0,29 ∙ 312 = 75 H;

            для підшипника ІI         F_sII = 0,83 e_II F_rII = 0,83 ∙ 0,29 ∙ 1130 = 272 H.

5. Розрахункове осьове навантаження /1/, табл.6.6 при F_sI  < F_sII та F_ав <  F_sII - F_sI

            для підшипника І F_aI = F_sІI  - F_ав  = 272 - 65 =207 H;

            для підшипника ІI         F_aII = F_sІI = 272H.

6. Знаходимо відношення

7.  

            для підшипника І          >        e_I = 0,29

  і приймаємо коефіцієнти навантажень X_I = 0,45          Y_I = 1,34.

            для підшипника IІ                <        e_I = 0,29

  і приймаємо коефіцієнти навантажень X_II = 1;    Y_II = 0.

8. Еквівалентне розрахункове навантаження

            для підшипника І

               

            для підшипника ІI

          Найбільш навантаженою є опора ІІ вала і подальший розрахунок ведемо по ній.

9. З урахуванням режиму навантаження (режим СР), для якого коефіцієнт інтенсивності К_Е = 0,63 , розрахункове еквівалентне навантаження

            P_E = K_E ∙ P = 0,63 ∙ 1356 = 854,28 Н.

10.  Розрахункова довговічність підшипників, млн.об.,

           

  Тут    α = 3,333     - показник степені для роликових підшипників;

            а₁ = 1          - коефіцієнт, що враховує надійність роботи ( 90% );

            а₂₃ = 0,8      - для серійних роликових радіально-упорних підшипників і за звичайних умов експлуатації.

11.  Розрахункова довговічність підшипника

           

12.  Таким чином для опор вала можна брати підшипники 7608 А, які мають довговічність більшу, ніж вимагається за завданням, і імовірність його безвідмовної роботи в термін роботи приводи буде вище 90%.

РОЗРАХУНОК ГВИНТОВОГО З'ЄДНАННЯ ДЕТАЛЕЙ 

Вихідні дані:

Н·м - крутний момент на вхідному валу;

мм; мм; мм; ;

Н ;

7.2. Приводимо зовнішні сили до центра ваги розрізів болтів

                         Н,

                         Н,

                          Н·м.

7.3. Визначаємо максимальну силу що розкриває стик

Н;

7.7. Сила попереднього натягу з умови не розкриття стику

Н,

де  - коефіцієнт затягування при змінному навантаженні.

7.8.Напруги, що діють у стрижні болта.

МПа.

7.9. Визначаємо необхідний коефіцієнт запасу

  .

7.10. Необхідна межа міцності по плинності

  МПа.

По табл. 8.3 приймаємо матеріал сталь 20, у якої МПа,

МПа. Болт М12(35.3.6. ГОСТ 7805-70

Гайка М12.5 ГОСТ 5927-70.

8. Перевірочний розрахунок шпонок редуктора.

Вихідні дані:

di, мм	bi, мм	li, мм	h, мм
32	8	40	7
50	14	50	9
45	14	50	9

9.1. Окружне зусилля діюче на вали привода визначається по формулі

.

Тоді

Н,

Н,

Н,

9.2. Напруга зминання визначаємо по формулі

,

де

   – Висота шпонки, мм;

   - довжина робочої поверхні, мм.

Тоді

МПа МПа,

МПа МПа,

МПа МПа,

1.  Вибір змащення редуктора

 В'язкість масла, що рекомендує, ([2],табл. 3.62) при швидкості м/с сСт (або  м²/с). Приймаємо масло індустріальне 40 ([2],табл. 6.10) ДЕРЖСТАНДАРТ 20779-75.

 СПИСОК   ЛІТЕРАТУРИ

1.  Н.Ф. Киркач, Р.А. Баласанян Розрахунок і проектування деталей машин. - Х.: Основа, 1991.

2.  Р.А. Баласанян Атлас деталей машин: Навч. посібник для техн. вузів. - Х.: Основа, 1996.

3.  В.Н. Кудрявцев й ін. Курсове проектування деталей машин. - Л.: Машинобудування, Ленингр. отд-ние, 1984.

4.  П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов Конструювання вузлів і деталей машин. - М.: Вища школа, 1985.

5.  Деталі машин. Атлас конструкцій. Під ред. Д.Н. Решетова. - М.: Машинобудування, 1979.

Л.Н. Цехнович, И.П. Петриченко Атлас конструкції редукторів. - Київ.: Вища школа, 1979.