Файл: Porolyov_Kursovaya_avt173_1.docx

Максимальные напряжения изгиба , МПа, и кручения , МПа, в опасном сечении:

, (1.23)

, (1.24)

Амплитуда цикла

- при изгибе:

- при кручении:

, (1.25)

Среднее напряжение цикла

- при изгибе: = 0

- при кручении:

, (1.26)

Коэффициент корректирующий влияние среднего напряжения цикла на сопротивление усталости:

- при изгибе:

, (1.27)

- при кручении:

, (1.28)

Для посадки:

Рассчитываем отношения:

, (1.29)

, (1.30)

где  и ‑ коэффициенты учитывающие размеры вала;

 ‑ коэффициент, учитывающий размеры вала;

 ‑ коэффициент, учитывающий материал вала;

‑ коэффициент, учитывающий несущую способность соединения посадкой.

Коэффициенты , и находим по формулам:

, (1.31)

, (1.32)

, (1.33)

где d – диаметр опасного сечения вала, мм;

 – удельное давление посадки навала, МПа.

Концентратором напряжений является канавка для выхода шлифовального круга, ее размеры выбираются в зависимости от диаметра вала d по таблице А.8 (ГОСТ 8820-69), а эффективные коэффициенты концентрации напряжений выбираются по таблице А.9

d=120мм; b=3мм; d_j=d-0.5=55-0.5=119.5мм; r=1мм.

При σ_B=570 Мпа, К_σ=1,8, К_τ=1.55.

Коэффициенты, учитывающие размеры вала:

, (1.34)

, (1.35)

где  и  ‑ показатели степени, зависящие от материала вала

Показатели степени:

, (1.36)

, (1.37)

Коэффициенты учитывающие качество поверхности:

, (1.38)

, (1.39)

Коэффициент , учитывающий наличие поверхностного упрочнения принимаем равным 1.

Коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении :

, (1.40)

, (1.41)

Коэффициенты запаса сопротивления усталости при изгибе и кручении :

; (1.42)

. (1.43)

Суммарный коэффициент запаса сопротивления усталости

. (1.44)

5.Выбор и расчет подшипников привода

По диаметрам валов выбираем подшипники качения:

- для быстроходного, промежуточного и тихоходного валов шариковые радиально-упорные

- для приводного вала шариковые радиальные сферические двухрядные

Выбранные подшипники и их основные параметры сносим в таблицу 2.

Таблица 2 – Подшипники качения

В примере расчета тихоходного вала редуктора были подобраны подшипники радиально-упорные шариковые 46124 с углом α = 26°. Внутренний диаметр d_п = 120 мм, наружный диаметр D_п = 120 мм, ширина b_п = 28 мм. Необходимо обосновать выбор подшипников и проверить на статическую и динамическую грузоподъемность. Нагрузка с умеренными толчками, температура подшипника не превышает 100 °С.

Из примера расчета привода частота вращения тихоходного вала редуктора n = 10,54 мин^‒1.

Из примера расчета тихоходной передачи редуктора ресурс привода t_Σ = 29120 ч. Режим нагружения средний равновероятный (режим II), допускается трехкратная перегрузка. Осевая сила, действующая в зубчатом зацеплении, определена по формуле: F_a = 2483,108 Н. Из примера расчета вала суммарные радиальные реакции опор R_A = 13013 H, R_B = 17348,89 H.

Для выбранного подшипника 46124 уточняем по справочным данным паспортные (базовые) значения динамической грузоподъемности С = 101 кН, статической грузоподъемности С₀ = 80,8 кН.

Отношение осевой силы к базовой статической грузоподъемности:

= = 0,03.

Интерполируя данные, находим:

e = 0,34 − = 0,297.

Осевые составляющие реакций от радиальных нагрузок:

= e ⋅ ; (5.1)

= 0,297 ⋅ 13013 = 3864,86 H;

= e ⋅ ; (5.2)

= 0,297 ⋅ 17348,89 = 5152,62 H.

Из условия равновесия сил, действующих вдоль оси вала:

= − − ; (5.3)

= + ; (5.4)

= 2483,108 + 5152,62 = 7635,72 H;

– условие выполняется;

= − ; (5.5)

= 7635,72 – 2483,108 = 5152,62 H;

– условие выполняется.

Так как задан режим работы II, принимаем K_E = 0,63.

Определяем средние величины реакций опор:

= ⋅ ; (5.6)

= 0,63 ⋅ 7635,72 = 4810,5 H;

= ⋅ ; (5.7)

= 0,63 ⋅ 13013 = 8198,19 H;

= ⋅ ; (5.8)

= 0,63 ⋅ 5152,62 = 3246,15 H;

= ⋅ ; (5.9)

= 0,63 ⋅ 17348,89 = 10929,8 H.

Уточняем соотношение для левого подшипника, где действует осевая реакция (и как более нагруженного), по формуле:

= = 0,059; e = 0,059.