Узел промежуточного вала редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

КУРСОВАЯ РАБОТА

на тему: «Узел промежуточного вала редуктора»

Оглавление

Техническое задание к РГР

I. Кинематический расчет

II. Расчет основных геометрических параметров зубчатых колес

III. Силовой расчет

IV. Выбор материалов для изготовления валов и зубчатых колес

V. Проектировочный расчет валов механизма

VI. Конструирование промежуточного узла вала редуктора

VII. Проверочный расчет вала на прочность

VIII. Расчет подшипников на долговечность

IX. Проверочный расчет соединений

Список литературы

Техническое задание

Предлагается разработать конструкцию промежуточного узла вала цилиндрического двухступенчатого прямозубого зубчатого редуктора. Кинематическая схема редуктора представлена на рис. 1.

Рис 1. Кинематическая схема редуктора

Редуктор является передаточным механизмом (ПМ) между двигателем (Д) и исполнительным механизмом (ИО).

Назначение ПМ - передача энергии и движения, а также преобразование силовых (Т - вращающий момент, Н * мм) и кинематических (n - частота вращения вала, об/мин) параметров движения, которые поступают от Д в требуемые параметры ИО. В качестве Ио могут выступать любые рулевые поверхности ЛА, которые контактируют с окружающей средой (рули высоты, направления, стабилизаторы, элероны и т.д.); поворотные сопла двигателей (самолеты с управляемым вектором тяги); шасси и т.д. редуктор вал узел зубчатый

Редуктор является замедляющей передачей; частота вращения выходного вала ПМ меньше, чем входного.

На рис. 1 мощность от вала 1 двигателя Д передается на входную шестерню z₁, закрепленную на валу 1. Далее движение передается через зацепление на зубчатое колесо z₂, закрепленное на промежуточном валу 2. На этом же валу находится еще одно зубчатое колесо z_2' (шестерня), которое является входным звеном в паре z_2' - z₃. Через зацепление второй пары движение и мощность передаются на выходной вал 3 и далее - на ИО. С промежуточного вала 2 через полумуфту 4 часть мощности отводится на другой (вспомогательный) механизм. Выходной вал двигателя в данной кинематической схеме является входным валом ПМ. Редуктор находится в закрытом герметичном корпусе 5.

ПМ состоит из следующих основных деталей.

1. Зубчатые колеса - основные звенья механизма.

2. Валы - детали механизмов, служат для крепления на них вращающихся или качающихся деталей с целью передачи крутящего момента.

3. Подшипники - детали, являющиеся опорами валов механизма.

4. Муфта - устройство, предназначенное для соединения валов соседних механизмов с целью передачи мощности и движения.

5. Полумуфта - часть муфты, связанная с валом данного механизма.

6. Корпус - устройство, в котором находится ПМ. Корпус закрепляется на силовом каркасе ЛА. Корпуса силовых механизмов - закрытые, так как они изолируют ПМ от контакта с окружающей средой.

Для нормальной работы ПМ на выходных валах предусматривают уплотнения - устройства для разделения полостей с различными давлениями, рабочими средами и температурами. В механизмах, требующих смазывания, уплотнения предотвращают утечку смазочного материала из подшипниковых узлов, а также попадание в механизм грязи, пыли, влаги.

Исходные данные

Pвх = 18 (Вт) - мощность на входном валу механизма.

n_вх = 1000 (^об/_мин) - частота вращения входного вала механизма.

i_1-2 = 4,6 - передаточное отношение первой ступени механизма (между зубчатыми колесами пары z₁ - z₂).

m_1-2 = 1,5 (мм) - модуль зацепления первой ступени.

P'вых = P_2' = 780 (Вт) - мощность, которая отводится со второго вала на вспомогательный механизм через полумуфту.

i_2'-3 = 3,63 - передаточное отношение второй ступени механизма (между зубчатыми колесами пары z_2' - z₃).

m_2'-3 = 2,5 (мм) - модуль зацепления второй ступени.

Т _h = 300 часов - ресурс механизма (гарантийная наработка).

(t) - - диапазон рабочих температур.

I. Кинематический расчет

Целью кинематического расчета является определение частоты вращения валов редуктора.

1) Подбор чисел зубьев

Нам дано n₁ = 1000 об/мин. Исходя из методического пособия «Основы проектирования и конструирования узлов и деталей машин и механизмов», по таблице 2 (стр.14) находим, что при n₁ = свыше 1250 рекомендуемое минимальное число зубьев шестерни z₁ = 22…24.

Выбираем z₁=24

= = = 110,4 => z₂ = 110

z_?= z₁ + z₂ = 24+110=134 >100

z₁ = 90 / (i_1-2 + 1) = 90 / (4,6 + 1) = 16,07 => 17

= z_1* i_1-2 = 17 * 4,6 = 78,2 => 78

z_?= z₁ + z₂ = 17+78 =95z₁=17; z₂=78

= 24 (из таблицы 2 (стр.14) методического пособия)

= _* i_2'-3 = 24* 3,63 = 87,12 =>=87

z_?= + = 24 + 87 = 111>100

= 90 / (i_2'-3 + 1) = 90 / (3,63 + 1) = 19,44 =>= 19

= _* i_2'-3 = 19 * 3,63 = 68,9=> =69

z_?= + =19+69=88

=19; =69

2) Уточнение передаточного числа

u_1-2 = = = 4,59

_2'-3 = = = 3,63

?_1-2 = = = 0,22%

?_2'-3 = = = 0%

= = i_{1-2 *} i_2'-3 = 4,6_* 3,63 = 16,69

= = u_{1-2 *} u_2'-3 = 4,59_* 3,63 = 16,66

? = = = 0,18%< 1,5%

3) Определение частот вращения валов

n₂ = = = 217,86=218(об/мин)

n₃ = = = 60 (об/мин)

Вывод: частота вращения n звеньев механизма от входа к выходу уменьшается, происходит замедление движения.

II. Расчет основных геометрических параметров зубчатых колес

1) Диаметры делительных окружностей

d = m*z

d₁ = m_1-2 * z₁ = 1,5 * 17 = 25,5мм

d₂ = m_1-2 * z₂ = 1,5 * 78= 117мм

d_2' = m_2'-3 * z_2' = 2,5 * 19 =47,5мм

d₃ = m_2'-3 * z₃ = 2,5 * 69 =172,5 мм

2) Диаметры окружностей вершин зубьев

= +

= + = 25,5 + 2*1,5 = 28,5 мм

= + = 117 + 2*1,5 = 120 мм

= + = 47,5 + 2*2,5 = 53,75 мм

= + = 172,5 + 2*2,5 = 178,75 мм

3) Диаметры окружностей впадин зубьев

= -

= - =25,5 - 2,5* 1,5= 21,75 мм

= -=117 - 2,5*1,5 = 113,25 мм

= - =47,5 - 2,5*2,5 = 41,25 мм

= - =172,5- 2,5*2,5 = 166,25 мм

4) Межосевое расстояние

= ( + ) / 2 ( - шестерня, - колесо)

= (25,5 + 117) / 2 = 71,25 мм

= (47,5 + 172,5) / 2 = 110 мм

5) Рабочая ширина венца

= ш_ва *

ш_ва = 0,2 (относительная ширина зубчатого венца колеса)

= 0,2 * 71,25 = 14,25 мм = 15мм (по ГОСТу 6636-69)

= + m_1-2 = 15 + 1,5 =17 мм (по ГОСТу 6636-69)

= 0,2 *110= 22 мм = 22 мм (по ГОСТу 6636-69)

= + m_2'-3 = 22 + 2,5 = 44,5 мм = 25 мм (по ГОСТу 6636-69)

III. Силовой расчет

Силовой расчет дает значение величины мощностей P и вращающих моментов Т на валах механизма, а также сил, действующих в зацеплении цилиндрических прямозубых зубчатых колес.

P_ВХ = P₁ =1800 Вт

КПД зацепления в одной ступени: з_ст = 0,96…0,98

Примем з_ст = 0,96

КПД подшипников качения з_подш = 0,996…0,998

Примем з_подш = 0,996

з_мех= *=0,9216*0,992016=1,913616

1) Определение значений мощности.

P₂ = P₁ * з_ст * з_подш = 1800 * 0,96 * 0,996 = 1721,1 Вт

= P₂-=1721,1 -780=941,1 Вт

P₃ = (P₂ - ) * з_ст * з_подш = (1721,1 -780) * 0,96 * 0,996 = 899,8 Вт

Вывод: мощность от входа к выходу в механизме уменьшается за счет преодоления сил трения.

2) Вращающий момент.

Для вращающего момента справедливо соотношение

Т =

(где Т - вращающий момент [Н * мм]; P - мощность [Вт]; n - частота вращения [об/мин])

= = = 17190 Н^.мм

= * * з_ст * з_подш = 17190*4,59 * 0,96 * 0,996 = 75443,03Н^.мм

=-

= = = 34191,68 Н^.мм

=75443,03-34191,68 =41251,35 Н^.мм

= (-)* * з_ст * з_подш = (75443,03-34191,68)* 3,63* 0,96 *0,996 = 143177,68 Н^.мм

Вывод: вращающий момент Т в редукторе, как в замедляющей передаче, по мере продвижения от входа к выходу увеличивается в передаточное число раз и уменьшается за счет потерь на трение, уровень которых оценивается коэффициентом полезного действия механизма.

3)Определение сил, действующих на колеса.

При работе передачи зубья ведущего колеса давят на зубья ведомого колеса, а сами испытывают такую же силу противодействия (III закон Ньютона). Нагрузка распределяется по длине контактной линии на боковой стороне зуба. Для удобства последующих расчетов распределенную нагрузку заменяют сосредоточенной силой F_n (без учета трения) При этом полагают, что она приложена посередине ширины зуба (в срединной плоскости зуба) перпендикулярно поверхности зуба вдоль линии зацепления.

Нормальную силу можно F_n разложить на два направления: по касательной F_t, по радиусу F_r. Соответственно F_t - окружная сила, F_r - радиальная сила.

= = б_w = +

Для стандартного угла зацепления (б_w = ) = .

= = = 1348,23 H

= б_w = 1348,23 * 0,364 = 490 H

= + =1434,5 Н

= = = 1289,62 Н

= б_w = 1289,62 * 0,364 = 470 H

= + =1372,6Н

= = = 1439,65 Н

= б_w = 1439,65 * 0,364 = 525 H

= + =1532,4 Н

= = = 1660,03 Н

= б_w = 1660,03 * 0,364 = 605 H

= + = 1767,42Н

IV. Выбор материалов для изготовления валов и зубчатых колес

Согласно рекомендациям методического пособия [1,стр. 20 - 22] для изготовления валов и зубчатых колес выбираем легированную хромоникеливую сталь марки 40XH со следующими характеристиками:

Термообработка	улучшение
Твердость сердцевины	HB (HRC)	180
Твердость поверхности		280
ув	МПа	930
ут		690
фт		395
Предел выносливости	Изгиб у-1, МПа	350
	Кручение ф-1, МПа	210
Относительная стоимость (ст45 - 100%)	1,87

V. Проектировочный расчет валов механизма

Проектировочный расчет валов сводится к приближенному определению его диаметра в наиболее нагруженном сечении:

где T - передаваемый валом наибольший вращающий момент, Н^.мм; у_-1 - предел выносливости материала вала, МПа; K - коэффициент, учитывающий положение зубчатых колес относительно подшипников; с = - отношение диаметра отверстия к наружному диаметру для полого вала. Значения с задаются в пределах 0,5…0,85.

Возьмем из таблицы 5 методического пособия [таблицы1,стр. 24] коэффициент

К₁ = 4,4; К₂=4,0; K₃=3,1.

у_-1 =

с = 0

= = 16,11 мм =17 мм (по ГОСТу 6636-69)

= = 23,9 мм=24 мм (по ГОСТу 6636-69)

= = 23,01 мм =24 мм (по ГОСТу 6636-69)

VI. Конструирование промежуточного узла вала редуктора

1. Конструирование зубчатых колес

Диаметр промежуточного вала d_B2 округляем по таблице 3 методического пособия [1,стр. 17] до ближайшего стандартного размера. Следовательно, d_B2 = 24 мм.

Наилучшим способом передачи вращающего момента с точки зрения прочности и надежности является монолитная конструкция, предполагающая выполнение зубчатого колеса за одно целое с валом.

Зубчатое колесо изготовляют сплошным (без диска и обода), если диаметр колеса d_a ненамного больше диаметра вала d_B. Значит, шестерню изготовляем сплошной, а колесо с ободом, диском и симметричной ступицей.

Длина ступицы

= (0,8…1,5) = 1,2 * 24 = 26,4 мм = 28,8=30 мм (по ГОСТу 6636-69)

Диаметр ступицы

= (1,35…1,55) = 1,5 * 24 = 36 мм

Толщина диска

С = (0,2…0,3) = 0,25 * 17 = 4,5 мм

Диаметр места расположения отверстий

= 0,5( + ) = 0,5(117 + 36) = 76,5 мм = 80мм (по ГОСТу 6636-69)

Диаметр отверстий

= 0,35( - ) = 0,35(117 - 36) = 28,35 мм = 30 мм (по ГОСТу 6636-69)

Толщина обода

S = (2…3) m = 2 * 1,5 = 3 мм

Фаски на торцах зубчатых венцов колеса и шестерни

= 0,5 m_{1-2 *} 45^о = 0,75мм * 45^о

= 0,5 m_{2'-3 *} 45^о = 1,25мм * 45^о

Заходные фаски для обеспечения посадки зубчатых колес

f_СТ = 1,5 мм при d_B2 >20 мм

Фаски наружного диаметра ступицы и внутреннего диаметра обода

f_ОБ = f_CТ = 1,5 мм

Радиус галтельного перехода для мест сопряжения диска с ободом и со ступицей

r = 1,6 мм

2. Выбор типа соединения зубчатого колеса с валом

Для соединения зубчатого колеса z₂ c промежуточным валом используем призматическую шпонку. По таблице 16 методического пособия [1,стр. 47] в зависимости от диаметра вала определяем ее размеры:

b = 8 мм, h = 7 мм - размеры сечений шпонки

t₁ = 4 мм - глубина паза на валу

t₂ = 3,3 мм - глубина паза на втулке

Длина шпонки l берется на 5…10мм меньше длины ступицы зубчатого колеса, т.е. l = l_СТ - (5…10мм) = 30 - 10 = 20 мм (согласно рекомендации в методическом пособии [1,стр.46 - 49]).

3 Выбор подшипников

Исходя из рекомендаций в методическом пособии [1, стр.58 - 60], выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник нормального класса точности 0 средней серии, имеющий следующие размеры и характеристики:

d = 25 мм

D = 52 мм

B = 15 мм

r = 1,5мм

С = 11000 Н - динамическая грузоподъемность

С₀ = 7900 Н

n = 10000 об/мин (консистентная смазка)

Вес = 1,2 Н

4. Выбор уплотнительных устройств

Промежуточный вал имеет концевой консольный участок, выходящий из корпуса. В таких узлах необходимо обеспечить надежное уплотнение подшипника на валу. Выбор уплотнения связан с величиной окружной скорости скольжения вала в уплотнении

= р (м/с),

где d - диаметр вала [мм] под уплотнением; n - частота вращения вала, об/мин.

= = 0,1884 (м/с)

Согласно методическому пособию [1,стр.61 - 63], для герметизации подшипников, работающих на пластичной смазке при окружных скоростях до 8 м/с применяется уплотнение войлочными (сальниковыми) кольцами. Размеры войлочных колец и канавок для них выбираем в зависимости от диаметра вала по ГОСТу [1,стр.63, табл. 23]:

Внутренний диаметр кольца d = 24 мм

Внешний диаметр кольца D = 37 мм

Ширина кольца b = 5 мм

Внутренний диаметр канавки d₁ = 26 мм

Внешний диаметр канавки D₁ = 38 мм

5 Конструирование фрагментов корпуса

Толщина стенки корпуса

д = 0,03 * + (2…4)мм = 0,03 * 110+ 2 = 5,3мм

Крышки подшипников

? (D - внешний диаметр подшипника) - длина центрирующего участка (цилиндрического пояска)

= 0,4 = 2,76 мм

= 0,5д (д - толщина стенки корпуса) - толщина крышки

= 0,5 * 5,3 = 2,65мм

Крышки крепятся к бобышке корпуса резьбовыми крепежными деталями - винтами и шпильками. Исходя из рекомендаций в методическом пособии [1, стр. 68 - 69], для крепления крышек используем винты с цилиндрической головкой. Для их стопорения применяют пружинные шайбы. Диаметр винтов выбирают примерно равным толщине крышки.

Стаканы

д_ст = 2 + 0,015 D(D - диаметр внешнего кольца подшипника) - толщина стенок стакана

д_ст = 2 + 0,015 * 47,5 = 2,7 мм

= 0,5д_ст = 0,5 * 2,7 = 1,35 мм, - отбортовка

Размеры элементов фланцевого соединения крышки с бобышкой корпуса (выбирают в зависимости от диаметра резьбы винта)

Диаметр резьбы винта

d = , где d_К - диаметр резьбовой детали для соединения двух частей корпуса механизма по плоскости разъема

= 0,9дд ? 6 мм

= 0,9 * 5,3 5,3 = 8,3 мм

d = 0,5 * 8,3 = 4,15 = 5 мм

Диаметр отверстия в крышке под головки винтов

D = 2d = 2 * 5 = 10 мм

Диаметр отверстия в крышке под винт

= 1,05d = 5,25мм

Конструктивные размеры фланцев крышки и бобышки корпуса

h = (1,3…1,5)d = 1,4 * 5 = 7 мм

h₁ = d = 5 мм

= = 4 * 5 = 20 мм

k = = 1,2 * 5= 6 мм

c = 0,5k = 0,5 * 5 = 2,5 мм

Глубина завинчивания винтов в бобышку корпуса

= = 2,2 * 5= 11 мм

Недорез резьбы и запас резьбы

= = = 2,5 мм

Согласно таблице 25 методического пособия [1, стр. 69], получаем:

Диаметр резьбы винта d = 5мм

Шаг резьбы Р = 0,8 мм

Диаметр головки D = 8,5 мм

Высота головки k = 3,3 мм

Длина резьбы:

удлиненная b = 25 мм

нормальная b = 16 мм

Длина винта l = 20 мм

VII. Проверочный расчет вала на прочность

1 Определение реакций эпор и построение эпюр изгибающих моментов

= 26 мм = 31 мм = 24 мм

1) действующие по оси Y:

= 470 Н

= 525 Н

Уравнение моментов в точке А

? = 0

-( + + ) - ( + ) + = 0

= (*с - ( + )) / ( + + )

= (525 * 24 - 470* (31 + 24)) / (26 + 31 + 24)

= -163,58 Н, т.к. “-“ , то поменяем направление реакции

= 163,58 Н

Уравнение моментов в точке B

? = 0

-( + + ) + ( + ) - = 0

= (( + ) - ) / ( + + )

= (525 * (26 + 31) - 470* 26) / (26 + 31+ 24)

= 218,58 Н

: - + - = 0

: 163,58 - 470+ 525 -218,58 = 0

Построение эпюры изгибающих моментов

I участок: х = 26 мм

= * х

= 163,58 * 26 = 4253,08 Н^.мм

II участок: х = 57 мм

= *х - (х-)

= 163,58 *66 -470*(57 - 26) = -5245,94 Н^.мм

III участок: х = 81 мм

= *х - (х-) + ( х-( + ))

= 163,58 *81- 470*(98 - 26) + 525 *(81 - (26 + 31)) = 0 Н^.мм

2) Силы, действующие по оси Z:

= 1289,62 Н

= 1439,65 Н

Уравнение моментов в точке А

? = 0

-( + + ) + ( + ) + = 0

= (( + ) + ) / ( + + )

= (1289,62 *(31 + 24) + 1439,65 *24) / (26 + 31 + 24)

= 1146,7 Н

Уравнение моментов в точке B

? = 0

-( + + ) + ( + ) + = 0

= (( + ) + ) / ( + + )

= (1439,65 *(26 +31) + 1289,62 *26) / (26 + 31 + 24)

= 1427,04 Н

: - + + - = 0

: -1146,7 + 1289,62 + 1439,65 - 1427,04 = 0

Построение эпюры изгибающих моментов

I участок: х = 26 мм

= *х

= 1146,7 * 26 = 29814,2 Н^.мм

II участок: х = 57 мм

 = *х - *(х - )

= 1146,7 * 64 - 760,94*(57 - 26) = 25383,68 Н^.мм

III участок: х = 81 мм

= *х - *(х - ) - ( х-( + ))

= 1146,7 *81 - 1289,62 *(81 - 26) - 1439,65 *(81 - (26 + 31)) = 0 Н^.мм

Расчет на сопротивление усталости

При расчете на усталость расчетными сечениями являются сечения с концентраторами напряжений: в данном случае это сечения со шпоночной канавкой и с галтельными переходами. Для каждого из расчетных сечений необходимо определить коэффициент запаса прочности и сравнить его с допускаемым значением [n]. Для обеспечения надежной работы должно быть [n] = 1,5…2,5. Прочность оценивают по формуле

где n_у и n_ф - запасы прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Здесь у_-1N и ф_-1N - пределы выносливости.

у_a = ф_a = ,

где: M_Z и M_Y - изгибающие моменты в расчетном сечении;

W_Z - осевой момент сопротивления изгибу;

M_к - крутящий момент в расчетном сечении;

W_p - полярный момент сопротивления кручению.

К и К' - коэффициенты снижения пределов выносливости детали, которые вычисляются по следующим формулам:

при расчете на изгиб

= (k_у/k_dу + 1/k_Fу - 1)* 1/k_v

при расчете на кручение

К' = (k_ф/k_dф + 1/k_Fф - 1)* 1/k_v

где k_ф и k_у - эффективные коэффициенты концентрации напряжений (зависят от концентратора); k_dу и k_dф - коэффициенты влияния размеров детали; k_V - коэффициент, учитывающий повышения предела выносливости при поверхностном упрочнении (для нашего случая - k_V = 1); k_Fу и k_Fф - коэффициенты влияния шероховатости.

1) Расчет на усталость для сечения со шпоночной канавкой

- расчет запаса прочности по нормальному напряжению n_у

у_-1 = 350 (МПа)

Значения M_Z и M_Y определяем по эпюрам, а W_Z вычисляем в соответствии с табл. 29 методического пособия [1,стр.89] по формуле:

 = рd³/32 - bt(d - t)²/2d

где d - диаметр вала под шпонкой; b - ширина шпонки; t - глубина паза на валу.

= 3,14*30³/32 - 8*3(33 - 3)²/2*30 = 2289,375 мм³

у_a = 11,32 (МПа)

Все используемые при расчете коэффициенты берем из таблиц 32 и 33 методического пособия [1,стр. 92] и рис. 59 [1, стр.93].

= ( + - 1)*1 = 3,04

- расчет запаса прочности по касательному напряжению n_у

Значение M_к определяем по эпюрам, а W_р вычисляем в соответствии с табл. 29 методического пособия [1,стр.89] по формуле:

W_p = (рd³)/16 - bt(d - t)²/2d

где d - диаметр вала под шпонкой; b - ширина шпонки; t - глубина паза на валу.

W_p = 3,14*30³/16 - 8*3(30 - 3)²/2*30 = 5007,15 мм³

ф_a = 1289,62 /5007,15 = 0,25 (МПа)

Все используемые при расчете коэффициенты берем из таблиц 32 и 33 методического пособия [1,стр. 92] и рис. 59 [1, стр.93]. Только определяется соотношением

k_Fф = 0,575 k_Fу + 0,425 = 0,575*0,96 + 0,425 = 0,977

= ( + - 1)*1 = 3,02

n_ф = 216/8,2*3,02 = 8,7

= 7,03 ? []

VIII. Расчет подшипников на долговечность

На основании экспериментальных данных установлена следующая зависимость между действующей нагрузкой и долговечностью:

б = ,

где L - долговечность подшипника, млн.об.; a₁, a₂₃ - коэффициенты; С - динамическая грузоподъемность, представляющая собой радиальную нагрузку, которую подшипник с неподвижным наружным кольцом выдерживает 1 млн. об.; Р - эквивалентная нагрузка, действующая на подшипник; б - показатель степени ( равен 3 для шарикоподшипников).

Надежность подшипников общего применения соответствует вероятности безотказной работы Р = 0,9, тогда коэффициент долговечности a₁ =1.

Коэффициент a₂₃ зависит от материала, из которого изготовлен подшипник, и от условий эксплуатации. Для механизма общего применения можно принимать a₂₃ = 1.

Эквивалентная нагрузка для радиальных подшипников определяется зависимостью

= ,

где Х - коэффициент радиальной нагрузки, Х = 1 при отсутствии осевой силы; V - коэффициент вращения, равный 1 при вращении внутреннего кольца; F_r - радиальная нагрузка: = = - в опоре А, = = - в опоре В (следует выбрать более нагруженную опору и для нее вести проверку долговечности); k_б - коэффициент безопасности (выбираем k_б = 1,3…1,8 при умеренных толчках и вибрациях); k_Т - температурный коэффициент, равный единице при рабочей температуре подшипника t < 100 градусов Цельсия.

Долговечность подшипника L_h (в ч) сравнивают с ресурсом механизма

= ? Т ,

где n₂ - частота вращения кольца подшипника, об/мин; Т - ресурс механизма, ч.

a₁ = 1

a₂₃ = 1

б = 3

Х = 1

V = 1

k_б = 1,6

k_Т = 1

= (163,58² + 1146,7²)^1/2 = 1158,3 (H)

= (218,58² + 1427,04²)^1/2 = 1443,68 (H) - для проверки выбираем

= 1*1*1443,68 *1,6*1 = 2309,89 (Н)

= 1*1*(11000/2309,89)³ = 107,94 (млн. об.)

= (107,94 *10⁶)/(60*180) = 9994,44 (ч) > 400 (ч) подшипник подходит

IX. Проверочный расчет соединения вал-ступица

В нашей РГР используется шпоночное соединение вала со ступицей. Шпонки работают на срез и смятие. Расчет ведется в предположении равномерного распределения давления по боковым поверхностям контакта шпонки с валом и ступицей. По выбранным размерам расчет ведется как проверочный.

Так как используется призматическая шпонка, то расчет ведем по следующей формуле:

у_СМ = (2Т)/(d*l_p*t₂) ? [у_СМ]

где Т - вращающий момент, Н^.мм; d - диаметр вала, мм; l_p - рабочая длина шпонки, мм; t₂ - глубина врезания шпонки в ступицу, мм; [у_СМ] - допускаемое напряжение смятия, МПа.

При знакопеременной нагрузке [у_СМ] = 0,4у_Т, где у_Т - предел текучести материала шпонки (для СТ45 у_Т = 350 МПа).

[у_СМ] = 0,4*350 = 140 (МПа)

у_СМ = (2*75443,03)/(30*20*4) = 62,87 МПа ? 140 МПа шпонка выдержит

2. Расчет эвольвентных шлицевых соединений:

- напряжение смятия;

- значение допускаемого напряжения на смятие;

;

l = 25 мм; - длина шлицев;

m = 2,5 мм - модуль;

z = 19 - число зубьев;

- средний диаметр соединения;

- коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки между зубьями.

;



Список литературы

1. Алексеева Н.А., Джамай В.В., Серпичева Е.В. Основы проектирования и конструирования узлов и деталей машин и механизмов: Учебное пособие к расчетной работе. - М.: Изд-во МАИ, 2006.

2. Джамай В.В., Дроздов Ю.Н., Самойлов Е.А. и др.; под ред. Джамая В.В. Прикладная механика: учебник для вузов. - М.: Дрофа, 2004.

Размещено на Allbest.ru