Сечение 1 (шпоночная канавка)

Для сечения 1 моменты сопротивления вала при изгибе и кручении с учётом ослабления шпоночной канавкой

3,14 *50³ / 32 – 16*6*(50-6)² / 2*50 =10407 мм³ (5.2)

3,14 *50³ / 16 – 16*6*(50-6)² / 2*50 = 22673 мм³ (5.3)

где b- ширина шпоночной канавки

t- высота (по ГОСТу 23360-78)

Находим амплитуды циклов σ_а , τ_а и средние составляющие σ_m , τ_m циклов напряжений при изгибе и кручении.

= 101164 / 10407 =9,7 (5.4)

96080 / 2*22673 = 2,1 (5.5)

, - коэффициенты абсолютных размеров ( = 0,85 =0,75 )

-коэффициент влияния шероховатости поверхности (для шлифованного вала =1)

- коэффициент влияния упрочнения ( =1)

-коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла

, - эффективные коэффициенты концентрации напряжений для шпоночной канавки =2,15 =2,05

В сечении 2 два источника концентрации напряжений , поэтому необходимо для каждого из них сопоставить величины соотношения и

Шпоночная канавка = 3,5 =2,6

Напряженная посадка =3,4 =2,5

В расчётах учитываем источник концентрации с наибольшим соотношением

=3,5 (5.6)

=2,6 (5.7)

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям (по изгибу и кручению)

Сечение 1

=320 / 3,5*9,7 = 9,43

=210 / (2,6*2,1 + 2,1*0,05) = 37,74

Коэффициент запаса усталостной прочности вала в сечении 1

9,15 > [S]=2

5.2 Расчёт быстроходного вала на выносливость.

,

Материал вала-шестерни сталь 40XH,35XM, для которой 950МПа, 800МПа, 320МПа, 210МПа

Сечение 1 ( Галтель)

Для сечения 1 моменты сопротивления вала при изгибе и кручении с учётом ослабления галтельным переходом

Находим амплитуды циклов σ_а , τ_а и средние составляющие σ_m , τ_m циклов напряжений при изгибе и кручении.

11793 / 7270 =1,6 (5.8)

=19810 / 2*14540 = 0,7 (5.9)

где и - осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала

3,14 *42³ / 32 =7270 мм³ (5.10)

3,14 *42³ / 16 =14540 мм³ (5.11)

Суммарные коэффициенты К_σD и К_τD , учитывающие влияние всех факторов на сопротивление усталости соответственно при изгибе и кручении

где , - эффективные коэффициенты концентрации напряжений для посадки с натягом

( =4,3 =3,07)

, - коэффициенты абсолютных размеров ( = 0,85 =0,75 )

-коэффициент влияния шероховатости поверхности (для шлифованного вала =1)

- коэффициент влияния упрочнения ( =1)

= 2,65 = 2,4 (5.12)

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям (по изгибу и кручению)

Сечение 2

=350 / 1,6*2,65 = 82,55

=200 / (2,4*0,7 + 2,4*0,7) = 119,05

Коэффициент запаса усталостной прочности вала в сечении 2

67,84 > [S]=2 в опасных сечениях запас прочности оптимальны.

6 Расчёт на долговечность подшипников

6.1 Расчёт подшипников тихоходного вала

6.1.1 Подготовка исходных данных

- L_h = 10000 часов

- n₂ =140,4 мин^-1

- R_A=F_r1=2524 Н, R_B=F_r2=4315 Н

- F_а = 347 Н

- подшипники № 208

- d_ВН = 40 мм

- C_r= 41 кН, C_or= 17,8 кН

- e = 0,22 X=0,56 Y=1,7

6.1.2 Составление расчётной схемы

Рисунок 6.1 – Схема подшипников

6.1.3 Определение коэффициентов радиального и осевого нагружения

S_A=e*R_A= 0,22*2524=555,28 Н

S_B=e*R_B=0,22*4315=949,3 Н

Fa _A=S_B+F_A=949,3+347=1296,3 Н

Fa _B=S_B=949,3 Н

1296,3 / 1*2524 =0,51 (6.1)

e <0,22 X=0.56, Y=1.7

949,3 / 1*4315 = 0,22 (6.2)

e > 0,22 X=1, Y=0

6.1.4 Определение эквивалентной нагрузки

(6.3)

P₁=(1*0.56*2524 + 347*1.7)*1.8*1= 3606Н

P₂=(1*1*4315 + 347*0)*1.8*1=6473 Н

(6.4)

где – коэффициент напряжённости

12193,67часов ≥ L_h=10000 выбранный подшипник обеспечивает оптимальный ресурс работы в оптимальных условиях эксплуатации.

6.2 Расчёт на долговечность подшипников быстроходного вала

6.2.1 Подготовка исходных данных

- L_h = 10000 часов

- n₂ =702 мин^-1

- R_A=F_r1=758 Н, R_B=F_r2=642 Н

- F_а = 347 Н

- подшипники № 306

- d_ВН = 35 мм

- C_r= 28,1 кН, C_or= 10 кН

- e = 0,22 X=0,56 Y=1,7

6.2.2 Составление расчётной схемы

Рисунок 6.2 – Схема подшипников

6.2.3 Определение коэффициентов радиального и осевого нагружения

S_A=e*R_A= 0,22*758=166,76 Н

S_B=e*R_B=0,22*642=141,24 Н

Fa _A=S_B+F_A=141,24+347=488,24 Н

Fa _B=S_B=141,24 Н

488,24 / 1*758 =0,64

e <0,64 X=0.56, Y=1.7

141,24 / 1*642 = 0,54

e <0,22 X=0.56, Y=1.7

6.4 Определение эквивалентной нагрузки

P₁=(1*0.56*758 + 347*1.7)*1.8*1= 1826Н

P₂=(1*0.56*642 + 347*1.7)*1.8*1=1709 Н

где – коэффициент напряжённости

24581,87часов ≥ L_h=10000 выбранный подшипник обеспечивает оптимальный ресурс работы в оптимальных условиях эксплуатации.

7 Расчёт шпоночных соединений

МПа, (7.1)

где Т – момент на валу, d – диаметр вала, h – высота шпонки, t – глубина паза, l – рабочая длина шпонки.

7.1 Тихоходный вал

2* 96,08 / 50* (10-6)*120 =8мм

16 мм

14 мм

6 мм , 8+16=24мм

2*96,08*1000 / 50*24*16=10,01 МПа

7.2 Тихоходный вал (хвостовик)

2* 96,08*1000 / 30* (8-5)*120 =18мм

10 мм

8 мм

5 мм , 18+10=28мм

2*96,08*1000 / 30*28*10=23,05 МПа

7.3 Быстроходный вал (хвостовик)

2* 19,81*1000 / 25* (6-3,5)*100 =5мм

6 мм

6 мм

3,5 мм , 5+6=11мм

2*19,81*1000 / 25*11*6=23,41 МПа

Рисунок 7.1 – Шпоночное соединение

8 Выбор муфты

Т_р=К_р*Т,

Где К_р - коэффициент режима работы

Т - номинальный вращающий момент, Н*м

Тип машин-Конвейеры ленточные, (К_р=1,25….1,5)

Конвейеры цепные, (К_р=1,5….1,8)

Т_р=К_р*Т=1,5*19,81=24,7625Н*м

У пругие муфты работают при больших оборотах и сравнительно небольших вращающих моментах, зубчатые муфты наоборот применяют при небольших частотах вращения и большом крутящем моменте.

Рисунок 8.1 Муфта упругая

У пругие муфты компенсируют несоосность валов, смягчают толчки и удары за счёт деформации упругого элемента. Муфта компенсирует радиальное смещение вала до 0,6 мм, угловое смещение до 1’ и небольшое осевое смещение вала для проверки прочности рекомендуется поводить расчёт пальца по напряжениям изгиба, а резину по напряжениям смятия.

(8.1)

(8.2)

D1	84
Z	4
D п	14
l р	33

Таблица 8.1 Данные муфты

где l_п-длина пальца

D_1-диаметр центров пальцев

z- число пальцев

d_п- диаметр пальца

Lв- длина втулки

[σ_cm] и [σ_и]- допускаемые напряжения смятия и изгиба [σ_cm]=1,8…2 МПа [σ_и]=80…90 МПа

= 2*24,7625*1000 / 84*4*14*33=0,32 МПа

=10*24,7625*33*1000 / 84*4*14³ =8,86 МПа

Выбранная муфта МУВП 130-25-28 ГОСТ 21424-75