Материал: 3838

31

Mизг M x2max M y2min ,

где Мх max – наибольший изгибающий момент в горизонтальной плоскости (в опасном сечении), Нм;

Мy max – наибольший изгибающий момент в вертикальной плоскости (в опасном сечении), Нм.

Задание 8. Определить эквивалентный момент Мэкв, Нм, по формуле:

Mэкв Mизг2 0, 75T12

Задание 9. В предварительном расчете требуемый диаметр вала d, мм, в опасном сечении рассчитывают по формуле:

где Мэкв – эквивалентный крутящий момент, Нмм; [η]к = 30-40 МПа – допускаемое напряжение на кручение.

Остальные диаметры вала назначают по конструктивным соображениям с учетом удобства посадки на вал подшипников качения, зубчатых колес и т. д.

Задание 10. По полученным и заданным размерам выполнить эскиз вала с указанием диаметров, шпоночных пазов и свободного участка.

Уточненный расчет вала

Задание 11. Принимаем материал вала из табл. 6.2 и вычисляем пределы выносливости при изгибе ζ-1 (МПа) и при кручении η-1 (МПа) по представленным в таблице формулам. Пределы прочности представлены для находящейся на валу шестерни (1) или зубчатого колеса (2).

Таблица 6.2

33

(значения d (мм) – диаметр вала, b (мм) – ширина шпоночного паза, с = t1 (мм) – глубина шпоночного паза в валу из табл. 6.3);

напряжений (Fa1, Н – осевое усилие под шестерней из приближенного расчета вала – задание 3), МПа.

Задание 13. Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяется по формулам:

где η-1 – предел выносливости материала вала при кручении, МПа; Кη = 1,6 – коэффициент концентрации напряжений для шпоночного

паза;

β – коэффициент шероховатости (из табл. 6.3); εη – масштабный фактор при кручении (из табл. 6.3);

ψη – коэффициент асимметрии цикла (из табл. 6.3);

ηа и ηm – амплитуда цикла и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

a m 2WT к ,

где Т – вращающий момент (из приближенного расчета вала – задание

3), Нмм;

мм3; значения d, b, с (мм) из табл. 6.3;

Задание 14. Общий коэффициент запаса прочности n = S, который не должен быть меньше допускаемого [n] = [S], т. е.:

S n n S 2,5 3 .

Общий коэффициент запаса прочности вычисляют из равенства:

34

где Sζ – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям; Sη – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Тема 7. Проектирование подшипников качения

[1 Осн., 2 Осн., 2 Доп.].

Проектирование подшипников качения проводят в следующей последовательности:

–разрабатывают эскизную компоновку узла;

–по расчетной схеме ориентировочно определяют расстояния между опорами с учетом расположенных на валу деталей;

–по кинематической схеме узла определяют величины и направления действующих на опоры нагрузок;

–предварительно намечают тип и класс точности подшипника;

–определяют расчетный ресурс подшипника качения;

–назначают посадки подшипника с валом;

–выбирают способ смазывания подшипника;

–подбирают конструкцию уплотнительных узлов;

–окончательно оформляют конструкцию узла с учетом прочности и жесткости, соосности посадочных мест, надежности монтажа и демонтажа, эффективности смазывания.

Подбор и расчет подшипников качения по динамической грузоподъемности проводят в следующем порядке:

1) предварительно назначают тип подшипника и схему его установки;

2)для выбранного подшипника выписывают данные: для

шариковых радиальных – значения динамической С,Н, и статической С0, Н, грузоподъемностей; для радиально-упорных – значение динамической грузоподъемности С, Н, значение коэффициентов радиальной Х и осевой Y нагрузок, значение коэффициента осевого нагружения – е; для упорных – значение динамической грузоподъемности С, Н, значение коэффициентоа осевой Y нагрузок, значение коэффициента осевого нагружения – е;

3)определяют осевые составляющие S и осевые силы Fа;

4)сравнивают значение Fа/(Fr V) с коэффициентом е и окончательно принимают значения коэффициентов Х и Y: при Fа/(Fr V) ≤ е принимают Х = 1 и Y = 0; при Fа/(Fr V) ≥ е принимают ранее выбранные значения Х и Y (из табл. 7.1); V = 1 – коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника;

5)вычисляют эквивалентную динамическую нагрузку Р,Н;

35

6) оценивают пригодность выбранного подшипника по расчетной долговечности Lh, час, которая должна быть равна или больше номинальной.

Задание 1. Выбрать радиальный шарикоподшипник средней серии вала редуктора по исходным данным табл. 7.2: dвн , мм – внутренний диаметр подшипника качения; Fr, Н – радиальная нагрузка, действующая на подшипник; n, мин-1 – частота вращения вала; Lh , час – номинальная долговечность подшипника, С, кН – динамическая грузоподъемность. Определить эквивалентную нагрузку Р, Н, действующую на подшипник:

P FrVk k ,

где Fr – радиальная нагрузка, Н;

V – кинематический коэффициент, отражающий снижение долговечности подшипника при вращении его внешнего кольца, при вращении внутреннего кольца равен 1;

kζ = 1,3…1,5 – коэффициент динамичности нагрузки, зависящий от характера действующей на подшипник нагрузки, для подшипников редукторов всех конструкций;

kη = 1,05 – коэффициент, отражающий влияние повышения температуры подшипника на его долговечность, при рабочей температуре до

125°С.

Таблица 7.1