Файл: Расчетнопояснительная записка.docx

.

Общий запас прочности по усталости:

.

Проверяем запас прочности по пределу выносливости в сечении 3, где концентратором напряжений является поперечное отверстие.

Значение эффективных коэффициентов концентрации напряжений находим по табл.8 [5].

; ;

- коэффициент снижения момента сопротивления.

Масштабный фактор при изгибе и кручении для вала диаметром d=85 по табл.14 [5]: . Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5], принимаем .

Момент сопротивления изгибу и кручению:

,

.

Среднее напряжение цикла .

Амплитуда изгибных напряжений:

.

Средние напряжения кручения:

.

Амплитуда цикла при кручении:

.

Коэффициент запаса прочности при изгибе

.

Коэффициент запаса прочности при кручении

.

Общий запас прочности по усталости:

.

В этом сечении можно ввести упрочнение дробеструйным наклепом и тогда запас усталостной прочности будет S=1.44*1.5=2.16>[S].

Проверим запас прочности по пределу выносливости в сечении 4, где концентратором напряжений является галтель r=1мм.

Значение эффективных коэффициентов концентрации напряжений в галтели находим по табл.9 [5].

;

;

---

; ; .

Масштабный фактор при изгибе и кручении для вала диаметром d=95 по табл.14 [5]: . Коэффициент качества поверхности при чистоте обработки 6 класса согласно табл.16 [5], принимаем .

Моменты сопротивления изгибу и кручению:

,

.

Амплитуда изгибных напряжений:

.

Коэффициент запаса прочности при изгибе

.

Средние напряжения кручения:

.

Амплитуда цикла при кручении:

.

Коэффициент запаса прочности при кручении

.

Общий запас прочности по усталости в сечении 4:

- больше минимально допустимого.

Проверим запас прочности по пределу выносливости в сечении 5.

Моменты сопротивления изгибу и кручению:

,

.

Амплитуда изгибных напряжений:

.

Коэффициент запаса прочности при изгибе

.

Средние напряжения кручения:

.

Амплитуда цикла при кручении:

.

Коэффициент запаса прочности при кручении

.

Общий запас прочности по усталости в сечении 5:

- больше минимально допустимого.
4.5 Расчет подшипников качения на долговечность

Роликовый подшипник входного вала (№2209: d=45мм, D=65мм, B=19мм, C=44кН)

---

воспринимает радиальную нагрузку

.

Рассчитываю подшипник на долговечность. Динамическую приведенную нагрузку определяем по формуле

.

Здесь - коэффициент безопасности, для редуктора двигателя ; - температурный коэффициент, при температуре подшипника не выше 120⁰ ;V- коэффициент вращения, V=1,2 при вращении относительно вектора радиальной нагрузки наружного кольца, в противном случае V=1.

;

- ресурс.

Здесь k_КАЧ- коэффициент, зависящий от класса точности, k_КАЧ=1,0..1,1; а₁- коэффициент, зависящий от смазки, а₁=1,0..1,2.



Шариковый подшипник входного вала (№126209: d=45мм, D=85мм, B=19мм, C=38,7кН, ) воспринимает радиальную нагрузку R и осевую A:

;

А=1983,7Н.

Рассчитываю подшипник на долговечность. По [3] находим е=1,5tg(26⁰)=0,73. Т.к. , то динамическую приведенную нагрузку определяем по формуле:

.

-не проходит по ресурсу.

Принимаем шариковый подшипник №176310: d=50мм, D=110мм, B=27мм, C=71,8кН, ):



Шариковый подшипник промежуточного вала (№12212: d=60мм, D=110мм, B=22мм, C=53,7кН) воспринимает радиальную нагрузку R и осевую A:

;

А=4722,9Н.

Рассчитываю подшипник на долговечность. По [3] находим е=0,38. Т.к.

---

, то динамическую приведенную нагрузку определяем по формуле:

.

.

Роликовый подшипник промежуточного вала (№2211: d=55мм, D=100мм, B=21мм, C=56,1кН) воспринимает радиальную нагрузку:

;

Рассчитываю подшипник на долговечность. Динамическую приведенную нагрузку определяем по формуле:

.

.

На выходном валу установлены роликовые конические подшипники №7220А: d=100мм, D=180мм, B=37мм, C=233кН. Реакции в опорах равны (см. рис.4):

R_A=2975.3H, R_B=4975.3H.

Рассчитаю подшипники на долговечность:



Принимаю .

, где ;

.

Рассчитываю наиболее нагруженный первый подшипник (опора «А» см. рис.4):

;

.

Роликовый подшипник сателлита (№12207, d=35мм, D=72мм, B=17мм, C=31,9кН) воспринимает радиальную нагрузку F_R=10303,2Н. Рассчитаю подшипник на долговечность.

.

.

Долговечность всех подшипников обеспечена.

4. РАСЧЁТ ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Боковые поверхности зубьев шлицевого соединения работают на смятие , а основание их - на изгиб и срез . Решающее значение имеет расчёт на смятие. При расчете на смятие должно выполняться условие:

.

Здесь ; - коэффициент неравномерности нагрузки, .

По ГОСТ 21425 .

---

Произведем расчет на прочность шлиц входного вала ( , ):

, т.е. необходимое условие прочности выполняется.

Произведем расчет на прочность шлиц промежуточного внешнего вала ( , ):

, т.е. необходимое условие прочности выполняется.

Произведем расчет на прочность шлиц промежуточного внутреннего вала ( , ):

, т.е. необходимое условие прочности выполняется.

Произведем расчет на прочность шлиц выходного вала (соединение вала с водилом, , ):

, т.е. необходимое условие прочности выполняется.

Произведем расчет на прочность шлиц выходного вала ( , ):

, т.е. необходимое условие прочности выполняется.

Работоспособность шлицевых соединений обеспечена.
5. РАСЧЁТ РЕЗЬБОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Расчет болтов крепления редуктора к раме рассмотрен в приложении. Расчет произведен на ЭВМ с использованием данных по болтам, их расположению, а также данным по корпусу редуктора.

Расчетное напряжение не превышает допускаемое.
6. ВЫБОР, РАСЧЁТ И ОПИСАНИЕ СИСТЕМЫ СМАЗКИ И УПЛОТНЕНИЯ.

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты детали редуктора должны иметь смазку.

В спроектированном редукторе система смазки проточная, рециркуляционная. В рамках курсового проекта рассмотрен подвод масла через корпус. Используем масло марки ИМП-10. Масло подается через форсунки под давлением 4 атм. Смазываются все пары редуктора:

---