Амплітудне і середнє значення напружень крутіння для вала нереверсної передачі t_а=t_m=t/2=12,05 МПа.

    Запас міцності n_t для тангенціальних напружень:

    n_t=t_-1/(К_tD·t_а+y_t·t_m)=150·10⁶/(2,29·12,05·10⁶+0,05·12,05·10⁶)=5,32.

    4) Загальний запас міцності в  перетині Е.

     . 

    2.2 Перевіряємо запас міцності по  границі витривалості в перерізі  F.

    1) Визначаємо ефективні коефіцієнти  концентрації напружень при вигині  і крученні вала, викликані галтельним переходом від діаметра 60 мм до діаметра 70 мм (табл. 5.11, с. 183) К_s=1,55, К_t=1,4.

    Коефіцієнти, що враховують вплив абсолютних розмірів перерізу вала (табл. 5.16, с. 184) e_s=0,8, e_t=0,7.

    Коефіцієнти, що враховують стан поверхні (табл. 5.14, с. 184) К_s^п=1,25, К_t^п=1,25.

    Ефективні коефіцієнти концентрації напружень при відсутності технологічного зміцнення:

    

    

    2) Амплітуда номінальних напружень згинання:

    s_а=s=М_згE/W₀= М_згE/(0,1·d³)=400/(0,1·(60·10^-3)³)=18,5 МПа.

    Визначаємо  запас міцності n_s для нормальних напружень.

    n_s=s_-1/(К_sD·s_а+y_s·s_m)=270·10⁶/(2,25·18,5·10⁶+0,1·0)=6,49.

    3)Напруження кручення:

    t=Т/W_p=T/(0,2·d³)=1040/(0,2·(60·10^-3)³)=24,1 МПа.

    Амплітудне і середнє значення напружень крутіння для вала нереверсної передачі t_а=t_m=t/2=12,05 МПа.

    Запас міцності n_t для тангенціальних напружень:

    n_t=t_-1/(К_tD·t_а+y_t·t_m)=150·10⁶/(2,36·12,05·10⁶+0,05·12,05·10⁶)=5,17.

    4) Загальний запас міцності в  перетині Е.

     . 

    2.3 Перевіряємо запас міцності по  границі витривалості в перерізі  G.

    1) Визначаємо ефективні коефіцієнти  концентрації напружень при вигині і круттінні вала, викликані шпоночним пазом (табл. 5.12, с. 184) К_s=1,75, К_t=1,48.

    Коефіцієнти, що враховують вплив абсолютних розмірів перерізу вала (табл. 5.16, с. 184) e_s=0,8, e_t=0,7.

    Коефіцієнти, що враховують стан поверхні (табл. 5.14, с. 184) К_s^п=1,25, К_t^п=1,25.

    Ефективні коефіцієнти концентрації напружень при відсутності технологічного зміцнення:

    

     .

    2) Амплітуда номінальних напружень згинання:

    s_а=s=М_згE/W₀==1147/(30200·10^-9)=36 МПа.

    Визначаємо  запас міцності n_s для нормальних напружень.

    n_s=s_-1/(К_sD·s_а+y_s·s_m)=270·10⁶/(2,5·36·10⁶+0,1·0)=3.

    3)Напруження кручення:

    t=Т/W_p=T/(0,2·d³)=1040/(0,2·(60·10^-3)³)=24,1 МПа.

    Амплітудне і середнє значення напружень крутіння для вала нереверсної передачі t_а=t_m=t/2=12,05 МПа.

    Запас міцності n_t для тангенціальних напружень:

    n_t=t_-1/(К_tD·t_а+y_t·t_m)=150·10⁶/(2,47·12,05·10⁶+0,05·12,05·10⁶)=4,94.

    4) Загальний запас міцності в  перетині G.

     .

    

    6 РОЗРАХУНОК ПІДШИПНИКІВ 

    6.1 Розрахунок підшипників проміжного вала

    Вихідні дані:

    Радіальні навантаження: І опора – 9999 Н, ІІ опора – 7958 Н.

    Осьове  навантаження на вал F_a=491 Н.

    Частота обертання – n=120 об/хв.

    Необхідна довговічність [L_h]=14717 год. 

    Приймаємо попередньо підшипник середньої  серії (I, табл. 20, с. 260) 7312 по ГОСТ 333-79, у якого динамічна вантажопід’ємність С =118000 Н; статична вантажопід’ємність С₀ = 96300 Н, коефіцієнт е=0,3.

    Осьові  складові радіальних навантажень F_s=0,83е·F_rа (1, с. 199).

    Для підшипника І F_sІ=0,83·0,3·9999=2822 Н.

    Для підшипника ІІ F_sІІ=0,83·0,3·7958=1982 Н.

    Розрахункове  осьове навантаження при F_sI>F_sII s F_a>0 (табл.6.6., с. 199):

    для підшипника І F_aI=F_sI=2822 Н;

    для підшипника ІІ F_aIІ=F_sI+F_a=2822+491=3313 Н;

    Визначаємо  еквівалентне навантаження 
P=(X·V·F_r+Y·F_a)·K_s·K_T,

    де X — коефіцієнт радіального навантаження (1, табл. 20, с. 261);

    F_a1/F_r1=2822/9999=0,28≤e=0,3, тоді Х=1, Y=0

    F_a1/F_r1=3313/7958=0,42>e=0,3, тоді Х=0,4, Y=0

    V —  коефіцієнт обертання;

    F_r — радіальне навантаження на підшипник;

    F_a — осьове навантаження на підшипник;

    Y — коефіцієнт осьвого навантаження (1, табл. 20, с. 261);

    K_s — коефіцієнт безпеки (табл. 6.3, с. 198);

    K_T — температурний коефіцієнт.

    P_І=(1·1·9999+0·2822)·1,5·1=14999 Н.

    P_ІІ=(0,4·1·7958+1,97·3313)·1,5·1=14565 Н.

    Ведемо  розрахунок для більш навантаженого  підшипника.

    Номінальна  довговічність підшипника в міліонах обертів (1, с. 196) 
, де 
С – динамічна вантажопід’ємність підшипника; 
Р – розрахункове еквівалентне навантаження на підшипникд; 
_Р – показник ступеню (І, с.196).

    Номінальна  довговічність підшипника L_h пов’язана з довговічністю L 

    L_h>[L_h]. 
 

7 РОЗРАХУНОК ШПОНКОВИХ З’ЄДНАНЬ

 

    Найбільш  небезпечною деформацією для  шпонок і пазів є зминання від  крутного моменту. 
, де 
l_p — робоча довжина шпонки; 
d — діаметр вала; 
h — висота шпонки (І, табл. 5.19, с. 190), 
[s_см]=150 МПа.

    Розраховуємо  шпонкове з’єднання на валу електродвигуна, Т=97,4 Н·м, d=48 мм, l=80 мм, h=9 мм, b=14 мм. Робоча довжина шпонки виконання С: 
l_p=l-(b/2)=80-(14/2)=73 мм. 
.

    Розраховуємо  шпонкове з’єднання на вхідному валу редуктора, Т=355 Н·м, d=42 мм, l=80 мм, h=8 мм, b=12 мм. Робоча довжина шпонки виконная С: 
l_p=l-(b/2)=80-(12/2)=74 мм. 
.

    Розраховуємо  шпонкове з’єднання на проміжному валу, Т=1040 Н·м, d=70 мм, l=90 мм, h=12 мм, b=20 мм. Робоча довжина шпонки виконная А: 
l_p=l-b=90-20=70 мм. 
.

    Розраховуємо  шпонкове з’єднання зубчастого колеса на вихідному валу, Т=3716 Н·м, d=115мм, l=125 мм, h=18 мм, b=32. Робоча довжина шпонки виконная А: 
l_p=l-b=125-32=93 мм. 
.

    Розраховуємо  шпонкове з’єднання муфти на кінцевій ділянці вихідного вала, Т=3716 Н·м, d=95мм, l=110 мм, h=14 мм, b=25. Робоча довжина шпонки виконная С: 
l_p=l-(b/2)=110-(25/2)=97,5 мм. 
.

 

8 РОЗРАХУНОК  ГРУПИ НЕРІВНОМІРНО НАВАНТАЖЕНИХ  ГВИНТІВ

 

    Електродвигун навантажений крутним моментом Т=97,4 Н·м, а також силою F=3100 Н від тиску натягу ланцюга.

     Будуємо розрахункову схему.

    

      
 
 

      

      
 
 

    

    

    

      
 

    

    

      

    

      

      
 
 

    

      

    

      
Визначаємо координати точки А: 
Х_А= –323 мм; 
Y_А= 0 мм; 
Z_А=160 мм;

    Визначаємо  проекцій головного моменту сил і головного вектора сил на координатні осі. 
М_OX=F·h_X+М=3100·160+97400=593400 Н·мм; 
М_OY=0; 
М_OZ=F·h_Z=3100·323=1001300 Н·мм; 
F_OX=0; 
F_OY=3100 Н; 
F_OYZ=0.

    Визначаємо  реакції у гвинтах. 
; 
R_Y(F_OY)=F_OY/n=3100/4=775 Н; 
.

    Сумарне навантаження на найбільш навантажений болт: 
F_Z=290 H; 
.

    Визначаємо  необхідну силу затягування для  болтів поставлених з зазором: 
F_зат=(К·F_XY)/f=(1,5·1046)/0,15=10460 H

    Розрахункова  сила для найбільш навантаженого болта з урахуванням його скручування при затягуванні 
F_ZP=1,3F_зат+c·F_Z=1,3·10460+0,2·290=13654 H.

    Визначення  напружень у болті. 

    При неконтрольованому затягуванні  фундаментних болтів допустимі напруження 
s_Р= s_T /s, 
де запас міцності для вуглецевої сталі s=5,6–0,1d=5,6–0,1·15=4,1.