Материал: ПЛК-3,12.00.00.000 ПЗ (Записка)-1

при  < 1 мкм (6.31)

при  < 1 мкм (6.32)

(6.33)

где   ‑ шероховатость поверхности рассматриваемой шейки вала.

Шейка вала под подшипник требует шлифования. Назначаем шероховатость поверхности =0,8 мкм. Следовательно =1,6 мкм.

Тогда

Коэффициент учитывающий наличие поверхностного упрочнения выбирается по таблице 15.4, [3]. При отсутствии упрочнения  = 1.

Определяем коэффициенты концентрации напряжений по формулам (6.25) и (6.26)

Определяем коэффициенты запаса для вала по усталостной выносливости по напряжениям изгиба и кручения по формулам (6.14) и (6.15)

Определяем коэффициент запаса для вала по усталостной выносливости по формуле (6.13)

 > [S]=1,5

Следовательно, усталостная выносливость вала обеспечена.

7 Выбор и расчёт шпоночных соединений привода

Для соединения деталей расположенных на валах привода с валами используем призматические шпонки по ГОСТ 23360-78. Размеры поперечного сечения шпонок b×h выбираем по диаметру вала в месте установки шпонки. Длина шпонки выбирается в зависимости от длины ступицы, детали. Параметры шпоночных соединений для проектируемого привода представим в виде таблицы.

Таблица 7.1 – Параметры шпоночных соединений привода

Прочностной расчёт шпоночного соединения производится по напряжениям смятия, возникающих на боковых гранях шпонки по формуле

(7.1)

где   ‑ величина крутящего момента на валу, Н·м;

 ‑ диаметр вала, м;

 ‑ высота шпонки, м;

 ‑ рабочая длина шпонки, м;

 ‑ допускаемые напряжения смятия для соединения.

Допускаемые напряжения смятия для соединения согласно [3] для неподвижных шпоночных соединений с посадкой с натягом составляют  = 110...200 МПа, причём значения допускаемых напряжений выбираются из указанного диапазона в зависимости от динамичности нагрузки. В задании на курсовой проект о динамичности нагрузки ничего не сказано, поэтому принимаем наихудший случай, при котором  = 110 МПа

Рабочая длина шпонки является длиной плоских боковых граней шпонки. Ее можно определить по формуле

, м (7.2)

где   ‑ длина шпонки, м;

 ‑ ширина шпонки, м;

Подставив (7.2) в (7.1) получим

(7.3)

Произведём расчёт шпоночных соединений приведенных в таблице 7.1.

‑ соединение быстроходного вала редуктора с муфтой

 Па = 50,4 МПа

‑ соединение промежуточного вала редуктора с колесом быстроходной ступени

 Па = 84,6 МПа

‑ соединение тихоходного вала редуктора с колесом тихоходной ступени

 Па = 98,2 МПа

‑ соединение тихоходного вала редуктора с муфтой

 Па = 76,8 МПа

‑ соединение приводного вала редуктора с муфтой

 Па = 74,7 МПа

Расчёты показывают что действительные напряжения для рассмотренных соединений меньше допускаемых, следовательно прочность шпоночных соединений обеспечена.

8 Выбор и расчёт подшипников привода

Тип подшипника качения подбирается в зависимости от вида нагрузок, действующих на подшипники. В проектируемом редукторе используются зубчатая цилиндрическая косозубая передача и коническая передача, в зацеплении которых при работе возникают осевые нагрузки. В зацеплении цилиндрической косозубой передачи осевая нагрузка осевая нагрузка  Н не превышает значения 800 Н, а в зацеплении конической передачи осевые нагрузки на шестерне  Н и на колесе  Н превышают значение 800 Н. Поэтому, согласно рекомендациям [3], в данный редуктор устанавливаем: на тихоходный вал - шариковые радиально-упорные подшипники по ГОСТ 831-75; на промежуточный и быстроходный валы - роликовые радиально-упорные подшипники по ГОСТ 27365-87. При установке приводного вала в отдельные опоры вследствие неточностей изготовления опор и сборки рамы сваркой может возникнуть несоосность опор. Поэтому для приводного вала применяем шариковые сферические подшипники по ГОСТ 28428-90, которые компенсируют данную несоосность.

Размеры подшипников подбираются по диаметру шеек вала под подшипники. Для редуктора предварительный выбор подшипников произведён в п. 4. Основные параметры подобранных подшипников представим в таблице 8.1.

Таблица 8.1 – Параметры подшипников

Произведём проверочный расчёт подшипников тихоходного вала редуктора.

Проверочный расчёт подшипников качения производится по статической и динамической грузоподъёмности.

Проверочный расчёт подшипников качения по динамической грузоподъёмности заключается в проверке условия

(8.1)

где   ‑ расчётная динамическая грузоподъёмность, Н;

 ‑ паспортная динамическая грузоподъёмность, указанная в стандарте на подшипник (таблица 8.1), Н;

Расчётная динамическая грузоподъёмность определяется по формуле

(8.2)

где   ‑ эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник, Н;

 ‑ показатель степени, зависящий от вида тела качения (для шариковых подшипников  = 3);

 ‑ долговечность подшипника, млн. об;

 ‑ коэффициент долговечности зависчщий от вероятности безотказной работы подшипника P(t) (при P(t) = 0.9 =1);

 ‑ обобщённый коэффициент влияния качества металла, технологии производства, конструкции и условий эксплуатации.

Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник определяется по формуле

(8.3)

где   ‑ радиальная нагрузка на подшипник, Н;

 ‑ осевая нагрузка на подшипник, Н;

,   ‑ коэффициенты радиальной и осевой сил;

 ‑ коэффициент вращения (при вращающемся внутреннем кольце и неподвижном наружном = 1);

 ‑ коэффициент безопасности (при спокойной нагрузке = 1);

 ‑ температурный коэффициент (при рабочей температуре < 100ºC  = 1).

Радиальную нагрузку на подшипник определяем как реакцию опоры при расчёте вала. В п. 6.1 для тихоходного вала редуктора были определены реакции опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях. Суммарные реакции опор будут определятся по формуле

, Н (8.4)

где   и   ‑ реакции опор вала в горизонтальной и вертикальной плоскостях соответственно, Н.