Кинематический и силовой расчет привода

      Наметив конструкцию вала, установив основные его размеры, выполняют уточненный проверочный расчет, заключающийся  в определении коэффициентов  запаса прочности S в опасном сечении.

      Определяем  коэффициент запаса прочности в  опасном сечении

                   , (3.37)

      где S_s – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

            S_t – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

      Определяем  коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

                   , (3.38)

где s_–1 – предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения;

k_s – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, k_s = 1,58, [1, табл. 8.2];

e_s – масштабный фактор для нормальных напряжений, e_s = 0,82, [1, табл. 8.8];

b – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, b = 0,95 [1];

s₀ – амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении;

y_m – коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла;

s_m – среднее напряжение цикла, s_m = 0.

      Определяем  предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения

                   , (3.39)

      где  s_в – предел прочности на растяжение материала вала, s_в = 730 МПа [1].

                   МПа.

      Определяем  амплитуду цикла нормальных напряжений

                   МПа. (3.40)

                   .

      Определяем  коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

                   , (3.41)

где t_–1 – предел выносливости стали при симметричном цикле кручения;

k_t – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, k_t = 1,22, [1, табл. 8.2];

e_t – масштабный фактор для нормальных напряжений, e_t = 0,70, [1, табл. 8.8];

b – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, b = 0,95 [1];

t₀ – амплитуда цикла касательных напряжений, равная наибольшему касательному напряжению в рассматриваемом сечении;

y_m – коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла,      y_m = 0,1 [1];

t_m – среднее напряжение цикла, равное амплитуде цикла касательных напряжений t₀.

      Определяем  предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

                   МПа. (3.42)

      Определяем  амплитуду цикла касательных  напряжений

                   , (3.45)

      где W_r – момент сопротивления сечения кручению.

      Определяем  момент сопротивления сечения кручению

                   мм³. (3.46)

                   МПа.

                   .

                   > . 

      Рассчитанное  значение коэффициента запаса прочности  больше допускаемого, следовательно  проектируемый вал удовлетворяет  всем условиям прочности, что позволит ему успешно функционировать  в проектируемом редукторе. 
 
 

                  3.3. Расчет вала транспортера 

      Определяем  диаметр входного конца вала

                   , (3.47)

      где Т₃ – крутящий момент на валу, Т₂ = 600 Н×м;

            [t]_кр – допускаемое напряжение на кручение, [t]_кр = 20 МПа [1].

                   мм.

      Из  стандартного ряда принимаем d_в = 55 мм [1]. Длина входного конца вала равна длине ступицы звездочки h = 100 мм. Для соединения вала со звездочкой принимаем призматическую шпонку 16 х 10 х 90 ГОСТ 23360-78 [1, табл. 8.9]. 

 

4. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ  СОЕДИНЕНИЙ 

                  4.1. Шпоночное соединение  муфты с ведущим валом редуктора 

      В разделе 3 была предварительно выбрана  шпонка призматическая по ГОСТ 23360-78 10х8х36, t₁ = 5,0 мм, t₂ = 3,3 мм.

      Произведем  расчет шпонки на срез

                   , (4.1)

      где d_в – диаметр входного вала, d_в = 32 мм;

            l – длина шпонки, l = 36 мм;

            b – ширина шпонки, b = 10 мм;

            [t_ср] – допускаемое напряжение среза.

      Определяем  допускаемое напряжение среза

                    , (4.2)

      где s_т – предел текучести металла шпонки, s_т = 200 МПа.

                   МПа.

                   МПа < МПа.

      Произведем  расчет шпонки на смятие

                   , (4.3)

где h – высота шпонки, h = 8 мм;

t₁ – глубина паза вала, t₁ = 5,0 мм;

[s_см] – допускаемое напряжение на смятие металла шпонки,                           [s_см] = 100 МПа.

        МПа < МПа.

Выбранная шпонка в состоянии передать необходимый  крутящий момент на вал. 

                  4.2. Шпоночное соединение  колеса с ведомым валом 

      В разделе 3 была предварительно выбрана шпонка призматическая по ГОСТ 23360-78 16х10х45, t₁ = 6,0 мм, t₂ = 4,3 мм.

      Произведем  расчет шпонки на срез

                   , (4.4)

      где d_к – диаметр вала под колесо, d_к = 50 мм;

            l – длина шпонки, l = 45 мм;

            b – ширина шпонки, b = 16 мм;

            [t_ср] – допускаемое напряжение среза.

                   МПа < МПа.

      Произведем  расчет шпонки на смятие

                   , (4.5)

где h – высота шпонки, h = 10 мм;

t₁ – глубина паза вала, t₁ = 6,0 мм;

[s_см] – допускаемое напряжение на смятие металла шпонки,                           [s_см] = 100 МПа.

        МПа < МПа.

Выбранная шпонка в состоянии передать необходимый  крутящий момент на вал. 

                  4.3. Шпоночное соединение  ведомого вала со звездочкой 

      В разделе 3 была предварительно выбрана  шпонка призматическая по ГОСТ 23360-78 12х8х90, t₁ = 5,0 мм, t₂ = 3,3 мм.

      Произведем  расчет шпонки на срез

                   , (4.6)

      где d_в – диаметр выходного вала, d_в = 42 мм;

            l – длина шпонки, l = 90 мм;

            b – ширина шпонки, b = 12 мм;

            [t_ср] – допускаемое напряжение среза.

                   МПа < МПа.

      Произведем  расчет шпонки на смятие

                   , (4.7)

где h – высота шпонки, h = 8 мм;

t₁ – глубина паза вала, t₁ = 5,0 мм;

[s_см] – допускаемое напряжение на смятие металла шпонки,                           [s_см] = 100 МПа.

        МПа < МПа.

Выбранная шпонка в состоянии передать необходимый  крутящий момент на вал. 

                  4.4. Шпоночное соединение  ведомой звездочки  с валом 

      В разделе 3 была предварительно выбрана  шпонка призматическая по ГОСТ 23360-78 16х10х90, t₁ = 6,0 мм, t₂ = 4,3 мм.

      Произведем  расчет шпонки на срез

                   , (4.8)

      где d_в – диаметр выходного вала, d_в = 55 мм;

            l – длина шпонки, l = 90 мм;

            b – ширина шпонки, b = 16 мм;

            [t_ср] – допускаемое напряжение среза.

                   МПа < МПа.

      Произведем  расчет шпонки на смятие

                   , (4.9)

где h – высота шпонки, h = 10 мм;

t₁ – глубина паза вала, t₁ = 6,0 мм;

[s_см] – допускаемое напряжение на смятие металла шпонки,                           [s_см] = 100 МПа.

        МПа < МПа.

Выбранная шпонка в состоянии передать необходимый крутящий момент на вал.

 

5. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ 

      Схемы установки подшипников качения. Для предотвращения заклинивания тел качения, вызываемого температурным удлинением вала или неточностью изготовления деталей подшипникового узла, применяют две основные схемы установки подшипников:

      1)  с фиксированной и плавающей  опорой;

      2)  с фиксацией враспор.

      По  схеме 1 в одной опоре устанавливают  подшипник, фиксирующий положение  вала относительно корпуса в обоих направлениях; он жестко крепится в осевом направлении как на валу, так и в расточке корпуса. Фиксирующая опора воспринимает радиальную и двустороннюю осевые нагрузки. Внутреннее кольцо второго подшипника жестко (с помощью разрезного кольца) крепится на валу в осевом направлении; внешнее кольцо может свободно перемещаться вдоль оси стакана. Для свободного перемещения внешнего кольца подшипника в стакане необходимо назначить соответствующую посадку с зазором, а также обеспечить соответствующий зазор.