Уточненный расчет валов

Уточненный расчет валов. Ведущий вал. Из предыдущих расчетов и по эскизной компоновке. Расчетные расстояния где а – расстояние от точки приложения реакции подшипника к валу до торца подшипника: а=15,85мм. Опорные реакции Плоскость xz: Плоскость yz Суммарные реакции На основании выполненных расчетов построены эпюры изгибающих и крутящих моментов (рис.7.1) В качестве опасного сечения рассмотрим сечение А, где действуют наибольшие изгибающие моменты и имеется концентраторы напряжений – галтель и посадка с натягом подшипника. Определение нагрузок В сечении действуют: изгибающий момент M = = ,крутящий момент Т=40,22 Нּм и осевая сила Fa = 0. Геометрические характеристики опасного сечения Осевой момент сопротивления = = [1,с.90] Полярный момент сопротивления = = [1,с.90] Площадь сечения A = [1,с.90] Определение напряжений напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой = МПа [1,с.90] Средние нормальные напряжения = .[1,с.90] Касательные напряжения изменяются по наиболее неблагоприятному отнулевому циклу = = МПа. [1,с.90] Пределы выносливости: = 0,43=0,43∙600=258 МПа, = 0,58 =0,58ּ258=149,64МПа. [1,с.89] Для посадки с натягом определим методом линейной интерполяции[1,таб.7.5,с.92] : =3,038. [1,с.90] Для галтели =1,875, =1,575, [1,таб.2.5,с.91] = = =0,855 = .[1,с.89] . Выбираем наибольшие: =3,038, Коэффициент влияния шероховатости поверхности: при мкм .[1,таб.5.5,с.91] Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла: = 0,02(1+0,01 )= 0,14, = 0.5 =0,07. [1,с.90] Коэффициент влияния упрочнения.

При отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают KV =1. Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали: = ( +KF -1)/KV=3,238, = ( +KF -1)/KV=2,423. [1,с.89] Коэффициент запаса прочности.

Значения и определяют по формулам = ,[1,с.88] = . Коэффициент запаса прочности определяем по формуле: S = .[1,с.88] Усталостная прочность в сечении А обеспечена.

Выполним проверку вала на жесткость.

При использовании ременной передачи данное значение прогиба допустимо. Проверка вала на статическую прочность от действия пиковых нагрузок 7.2.Промежуточный вал Из предыдущих расчетов, и по эскизной компоновке. Расчетные расстояния где а– расстояние от точки приложения реакции подшипника к валу до торца подшипника: а=20,33мм. Опорные реакции Плоскость xz Плоскость yz Суммарные реакции На основании выполненных расчетов построены эпюры изгибающих и крутящих моментов (рис.7.2) В качестве опасного сечения рассмотрим сечение С, где имеются концентраторы напряжений – шпоночный паз и посадка с натягом зубчатого колеса.

Определение нагрузок В сечении действуют: изгибающий момент M = = ,крутящий момент Т=156,05 Нּм и осевая сила Fa =0,499кН. Геометрические характеристики опасного сечения Осевой момент сопротивления = – – [1,с.91] Полярный момент сопротивления = – = – [1,с.91] Площадь сечения A = – bt1= [1,с.91] Определение напряжений напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой = МПа [1,с.90] Средние нормальные напряжения = МПа[1,с.90] Касательные напряжения изменяются по наиболее неблагоприятному отнулевому циклу = = 4,71МПа. [1,с.90] Пределы выносливости: = 0,35 +100 =0,35∙900+100=415 МПа, = 0,58 =0,58ּ415=240,7МПа. [1,с.89] Для посадки с натягом определим методом линейной интерполяции: =4,4. [1,таб.7.5,с.92] [1,с.89] Для шпоночного паза =2,2, =2,05, [1,таб.3.5,с.90] = = .[1,с.89] . Выбираем наибольшие: =4,4, Коэффициент влияния шероховатости поверхности: при мкм .[1,таб.5.5,с.91] Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла: = 0,02(1+0,01 )= 0,2, = 0.5 =0,1. [1,с.90] Коэффициент влияния упрочнения.

При отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают KV =1. Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали: = ( +KF -1)/KV=4,73, [1,с.89] = ( +KF -1)/KV=3,57. Коэффициент запаса прочности.

Значения и определяют по формулам = ,[1,с.88] = . коэффициент запаса прочности определяем по формуле: S = .[1,с.88] Усталостная прочность в сечении С обеспечена.

Проверка вала на статическую прочность от действия пиковых нагрузок 7.3.Тихоходный вал. Из предыдущих расчетов и по эскизной компоновке. Опорные реакции Плоскость xz Плоскость yz Суммарные реакции На основании выполненных расчетов построены эпюры изгибающих и крутящих моментов.

В качестве опасного сечения рассмотрим сечение F, где концентратором напряжений является посадка с натягом подшипника.

Определение нагрузок В сечении действуют: изгибающий момент M = = ,крутящий момент Т=670,1 Нּм и осевая сила Fa = 0,97. Геометрические характеристики опасного сечения Осевой момент сопротивления = = [1,с.90] Полярный момент сопротивления = = [1,с.90] Площадь сечения A = [1,с.90] Определение напряжений напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой = МПа [1,с.90] Средние нормальные напряжения = .[1,с.90] Касательные напряжения изменяются по наиболее неблагоприятному отнулевому циклу = = МПа. [1,с.90] Пределы выносливости: = 0,43=0,43∙600=258 МПа, [1,с.89] = 0,58 =0,58ּ258=149,64МПа. Для посадки с натягом определим методом линейной интерполяции: =3,55. [1,таб.7.5,с.92] [1,с.89] Коэффициент влияния шероховатости поверхности: при мкм .[1,таб.5.5,с.91] Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла: = 0,02(1+0,01 )= 0,14, = 0.5 =0,07. Коэффициент влияния упрочнения.

При отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают KV =1. Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали: = ( +KF -1)/KV=3,7, [1,с.89] = ( +KF -1)/KV=2,68. Коэффициент запаса прочности.

Значения и определяют по формулам = ,[1,с.88] = . коэффициент запаса прочности определяем по формуле: S = .[1,с.88] Усталостная прочность в сечении F обеспечена.

Проверка вала на статическую прочность от действия пиковых нагрузок 8.Расчет подшипников. 8.1. Расчет подшипников на быстроходном валу. Первоначально приняты подшипники средней серии 7307А [1,таб. П6,с.168]: d=35мм, D=80мм, B=21мм, Tmax=23, r=2,5, r1=0,8, C=68,2, C0=50, e=0,31, Y=1,6, Y0=1,9 ,a=17,44. Радиальные нагрузки на подшипники: Расчет подшипника на долговечность Параметр осевого нагружения е=0,31 Осевые составляющие от радиальных нагрузок [1,с.102] Внешние осевые силы, действующие на подшипники Поскольку для заданной схемы нагружения выполняется неравенство, то внешние осевые силы, действующие на подшипники, определяются по формулам: [1,с.103] Проведем расчет для правой опоры.

Коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца подшипника V=1. [1,с.101] Коэффициенты нагрузки. <e, [1,с.101] Примем X=1, Y=0. Температурный коэффициент.

При рабочей температуре подшипника t<105&#9702; примем Kt=1. [1,с.101] Коэффициент безопасности.

Примем коэффициент безопасности Кб=1,3. [1,с.101] Эквивалентная динамическая нагрузка. P = Kб KТ (XVFr + YFa)= [1,с.100] Проведем расчет для левой опоры.

Коэффициент вращения.

При вращении внутреннего кольца подшипника V=1. [1,с.101] Коэффициенты нагрузки. >e, [1,с.101] примем X=0,4 , Y= .[1, табл.2.6,с.103] Температурный коэффициент.

При рабочей температуре подшипника t<105&#9702; примем Kt=1. [1,с.101] Коэффициент безопасности.

Примем коэффициент безопасности Кб=1,3. [1, табл.1.6,с.102] Эквивалентная динамическая нагрузка.

P = Kб KТ (XVFr + YFa)= [1,с.100] Далее ведем расчет для наиболее нагруженной левой опоры.

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке: Lh= [1,с.100] Эквивалентная долговечность подшипника. LE = [1,с.100] где h =0,47- коэффициент эквивалентности для тяжелого режима работы. [1,таб.4.6,с.105] Поскольку LE>10000ч, то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы. 8.2. Расчет подшипников на промежуточном валу. Первоначально приняты подшипники средней серии 7308А [1,таб. П6,с.168]: d=40мм, D=90мм, B=23мм, Tmax=25,5, r=2,5, r1=0,8, C=80,9, C0=56, e=0,35, Y=1,6, Y0=1,7 ,a=20,33. Радиальные нагрузки на подшипники: Расчет подшипника на долговечность Параметр осевого нагружения е=0,35. Осевые составляющие от радиальных нагрузок [1,с.101] Внешние осевые силы, действующие на подшипники.

Осевая сила на валу и направлена в сторону опоры D. Поскольку для заданной схемы нагружения выполняется неравенство то внешние осевые силы, действующие на подшипники, определяются по формулам: [1,с.103] Проведем расчет для правой опоры.

Коэффициент вращения.

При вращении внутреннего кольца подшипника V=1. [1,с.101] Коэффициенты нагрузки. <e, [1,с.101] Примем X=1, Y=0. Температурный коэффициент. При рабочей температуре подшипника t<105&#9702; примем Kt=1. [1,с.101] Коэффициент безопасности. Примем коэффициент безопасности Кб=1,3. [1,с.101] Эквивалентная динамическая нагрузка.

P = Kб KТ (XVFr + YFa)= [1,с.100] Проведем расчет для левой опоры. Коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца подшипника V=1. [1,с.101] Коэффициенты нагрузки. >e, [1,с.101] примем X=0,4 , Y= .[1, табл.2.6,с.103] Температурный коэффициент. При рабочей температуре подшипника t<105&#9702; примем Kt=1. [1,с.101] Коэффициент безопасности. Примем коэффициент безопасности Кб=1,3. [1, табл.1.6,с.102] Эквивалентная динамическая нагрузка.

P = Kб KТ (XVFr + YFa)= [1,с.100] Далее ведем расчет для наиболее нагруженной правой опоры. Долговечность подшипника при максимальной нагрузке: Lh= [1,с.100] Эквивалентная долговечность подшипника. LE = [1,с.100] где h =0,47- коэффициент эквивалентности для тяжелого режима работы. [1,таб.4.6,с.105] Поскольку LE>10000ч, то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы. 8.1. Расчет подшипников на тихоходном валу. Первоначально приняты подшипники легкой серии 314 [1,таб. П3,с.165]: d=70мм, D=150мм, B=35мм, r=3,5, C=104, C0=63, e=0,35. Радиальные нагрузки на подшипники: Расчет ведем для наиболее нагруженной правой опоры.

Расчет подшипника на долговечность Параметр осевого нагружения .[1,с.102] Коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца подшипника V=1. [1,с.101] Коэффициенты нагрузки. <e, [1,с.101] Примем X=1, Y=0. Температурный коэффициент. При рабочей температуре подшипника t<105&#9702; примем Kt=1. [1,с.101] Коэффициент безопасности.

Примем коэффициент безопасности Кб=1,3. [1,с.101] Эквивалентная динамическая нагрузка. P = Kб KТ (XVFr + YFa)= [1,с.100] Долговечность подшипника при максимальной нагрузке: Lh= [1,с.100] Эквивалентная долговечность подшипника. LE = [1,с.100] где h =0,5- коэффициент эквивалентности для тяжелого режима работы. [1,таб.4.6,с.105] Поскольку LE>10000ч, то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы. 9.