Уточненный расчет вала

1. Наименование опасного сечения – посадка с натягом

2. Моменты и силы в опасном сечении

Суммарный изгибающий момент

M = = = 366.5 Н×м

где M_Г - изгибающий момент в горизонтальной плоскости, M_Г =66.42 Н×м;

M_B - изгибающий момент в вертикальной плоскости M_B = 360.43 Н×м.

3. Геометрические характеристики опасного сечения

Значения площади поперечного сечения A, осевого и полярного моментов сопротивлений для типовых поперечных сечений определяют по формулам.

Для сплошного круглого вала

A = – bt₁, = – , = – ,

A = 23.76 см² =16.33 см³ = 32.67 см³

4. Суммарный коэффициент запаса прочности

Определяем по формуле (2.5 [1]):

S =

где и - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Условие прочности вала имеет вид

S [S]

где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности.

Рекомендуемое значение [S] =2…2.5.

Значения и определяют по формулам

=

=

где и - пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения; и - амплитуды напряжений цикла; и - средние напряжения цикла, и - коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали, и - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.

Значения и равны:

= 0.02(1+0.01 )= 0.22 = 0.5 =0.11

Пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения определяются по следующим формулам:

для углеродистых сталей = 0.43 = 430 МПа

= 0.58 = 249 МПа

здесь - предел прочности материала вала (табл. 1.5 [1])

При вычислении амплитуд и средних напряжений цикла принимают, что напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, а касательные по наиболее неблагоприятному отнулевому циклу. В этом случае

= = 22.438 МПа = =0.828

= = =5.743 МПа

Коэффициенты

= ( +K_F -1)/K_V, = ( +K_F -1)/K_V,

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

(табл. 2.5…4.5 [1]); = 3.88 = 2.19

и - коэффициенты влияния размера поперечного сечения вала;

= = 0.78 = = 0.68

K_F - коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется по табл. 5.5 [1] в зависимости от

= 0.8 мкм K_F= 1.11

K_V - коэффициент влияния упрочнения.

При отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают K_V =1.

В результате расчета получили:

= 5.08 =3.33

= 3.76 =12.601

S = 3.606

Расчет подшипников

Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность

Исходные данные

Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.

Подшипник № 216

Размеры подшипника: d =80 мм, D =140 мм, B =26 мм

Динамическая грузоподъёмность C =70.2 кН

Статическая грузоподъёмность C₀ =45 кН

Радиальная нагрузка на левый подшипник F_r = 13.88 кН

Радиальная нагрузка на правый подшипник F_r = 0.95 кН

Осевая нагрузка на подшипник F_a =1.97 кН

Частота вращения кольца подшипника n =96.1мин^-1

Расчет

Эквивалентная динамическая нагрузка

P = K_б K_Т (XVF_r + YF_a),

где X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

K_б=1.3 – коэффициент безопасности (табл. 1.6 [1]);

K_Т - температурный коэффициент, K_Т=1 при температуре подшипникового узла T =100 ;

V – коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно вектора нагрузки.

Для шарикоподшипников радиальных однорядных параметр осевого нагружения e определяют по формуле из табл. 2.6 [1]

е =0.518 =0.24

Если e следует принять X=1, Y=0. При >e для этих подшипников принимают X = 0.56, Y = =0

Окончательно получим для правого подшипника = =2.073

X = 0.56 Y = 0 P = 1.3·1(0.56·1·0.95+0) = 0.692 кН

Окончательно получим для левого подшипника = =0.141

X = 1 Y = 0 P = 1.3·1(1·1·13.88+0) = 18.04 кН

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:

L_h= =10219

где m=3 показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.

Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника

L_E= ,

где _h - коэффициент эквивалентности, определяемый по табл. 4.6 [1] в зависимости от типового режима нагружения:

_h=0.25 L_E=40850 ч

Для подшипников зубчатых редукторов должно выполняться условие L_E 12500 ч.

Поиск по сайту: