Файл: курсовой проект Расчет привода к стенду для ремонта двигателей.doc

6.3.2 Проверка подшипников на динамическую грузоподъемность

для ведомого вала

6.3.2.1 Определяем требуемую долговечность подшипников,10⁶ оборотов:

млн. оборотов.

Рисунок 7 – Схема действия нагрузок на подшипники ведомого вала

Осевую нагрузку воспринимает подшипник 2, поэтому

F_a2 = F_С =356 Н; F_a1 = 0. При Х₁ = 1,0; Y₁ =0 [6].

Для соотношения

находим е = 0,201;

Следовательно, Х₂ = 1; Y₂ = 0.

6.3.2.2 Определяем приведённую нагрузку [6]

Н;

Н.

Далее расчет ведем по более нагруженной опоре.

6.3.2.3 Определяем эквивалентную нагрузку [6]

F_экв(2) = 3255·1 = 3255 Н.

6.3.2.4 Определяем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника[6]

Н.

С_тр < С_кат = 33200 Н.

ч > 6132 ч.

Долговечность подшипника обеспечена.

7. Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Рисунок 8 – Шпоночное соединение.

1. Ступица; 2- вал; 3-шпонка.

Для всех соединений назначаем шпонки призматические по ГОСТ 23360-78.

Длина шпонки l_p из условия прочности на смятие

, мм.

Определяем общую длину шпонки и округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда длин шпонок:

.

Эти шпонки проверяются на смятие боковой поверхности по формуле [6].

где - допускаемое напряжение:

= 80...130 МПа;

Т – передаваемый момент, Н·мм;

d – диаметр вала, м;

l_p – рабочая длина шпонки, мм:

l_p = (l – b)

b – ширина шпонки, мм;

7.1 Выбор и проверка шпонки ведомого вала под зубчатое колесо

Передаваемый момент Т = 186 Н·м; диаметр вала d = 55 мм; размеры поперечного сечения шпонки мм; глубина шпоночного паза вала

t₁ = 6 мм, t₂ = 4,3 мм.

При стальной ступице и спокойной нагрузке = 80 МПа.

мм; l = l_P + b = 21 + 16 = 37 мм. Принимаем l = 45 мм.

Напряжение на смятие

МПа < [σ_см] = 80 МПа.

Условие на смятие выполняется.

7.2 Выбор и проверка шпонки ведомого вала под ступицу полумуфты

Передаваемый момент Т = 186 Н·м; диаметр вала d = 38 мм; размеры поперечного сечения шпонки мм; глубина шпоночного паза вала

t₁ = 5,0 мм, t₂ = 3,3 мм.

мм; l = l_P + b = 41 + 10 = 51 мм. Принимаем l = 56 мм.

МПа < [σ_см] = 80 МПа.

Условие на смятие выполняется.

7.3 Выбор и проверка шпонки ведущего вала под шкивом

Передаваемый момент Т = 62 Н·м; диаметр вала d = 28 мм; размеры поперечного сечения шпонки мм; глубина шпоночного паза вала

t₁ = 4 мм, t₂ = 3,3 мм.

мм; l = l_P + b = 18 + 8 = 26 мм. Принимаем l = 32 мм.

МПа < [σ_см] = 80 МПа.

Условие на смятие выполняется.

8. Выбор смазки

Смазка редуктора осуществляется окунанием зубчатого колеса и маслянную ванну. Масло в редуктор заливается через люк, который одновременно служит для контроля сборки зацепления и его состояния при эксплуатации. В коническом редукторе рекомендуется погружать зуб колеса на половину длины зуба. Слив масла производится через отверстие, расположенное в нижней части корпуса.

Объем масляной ванны редуктора определяется из расчёта 0,5-0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности

V = 0,5·Р = 0,5·4,663 = 2,332 л.

Высота масла в редукторе: дм = 11,22 см.

где А – площадь основания корпуса.

9. Выбор посадок для сопряжения основных деталей привода

Выбираем следующие посадки:

- на ведущем валу - ступица шкива ;

- внутреннее кольцо подшипника на ведущем валу ;

- корпус редуктора – наружняя обойма подшипника ;

- ведомый вал – муфта ;

- ведомый вал – внутреннее кольцо подшипника ;

- ведомый вал – зубчатое колесо .

10. Уточненный расчет валов привода

Расчет производим по коэффициенту запаса прочности [6]

где [S] – допускаеый коэффициент; [S] = 2,5...4;

S_σ – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S_τ – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

где и - пределы выносливости материала вала при симметричных циклах

изгиба и кручения;

k_σ и k_τ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе

и кручении;

ε_σ и ε_τ – масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений;

β – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

при R_z ≤ 20мкм принимают β =0,9...1,0;

σ_а и τ_а – амплитуда циклов нормальных и касательных напряжений;

σ_m и τ_m – средние нормальные и касательные напряжения;

ψ_σ и Ψ_τ – коэффициенты,зависящие от предела прочности материала.

10.1 Уточненный расчет ведущего вала [6].

Материал вала-шестерни сталь 45.

Механические характеристики: предел прочности σ_в = 890 МПа; предел текучести σ_т = 650 МПа.

Предел выносливости:

при изгибе σ_-1 = 0,43·σ_в = 0,43·890 = 383 МПа; 7

при кручении τ_-1 = 0,58·σ_-1 = 0,58·383 = 222 МПа; Ψ_τ = 0,05.

Рисунок 9 – Схема ведущего вала

Сечение А-А

Для шпоночного паза отношение коэффициентов

где k_σ = 1,89 при σ_в = 890 МПа и ε_σ = 0,888 при диаметре вала d = 28 мм для

углеродистой стали.

где k_τ = 1,946 при σ_в = 890 МПа и ε_τ = 0,782 при диаметре вала d = 28 мм для

углеродистой стали.

Для напрессовки

где при d = 28 мм и σ_в = 890 МПа .

Далее расчет ведем по напрессовке с учётом максимальных изгибающих моментов

где - момент сопротивления кручению.

мм³,

МПа.

где - результирующий изгибающий момент

Н·м.

Момент сопротивления изгибу

мм³;

МПа.

МПа, Ψ_σ = 0,1.

.

Запас прочности обеспечен.

Сечение Б – Б

Для напрессовки подшипников

где при d = 35 мм и σ_в = 890 МПа.

Для выточки

где k_τ =1,431, k_σ =2,115 при σ_в =890 МПа; и

Далее расчет ведем по напрессовке с учётом максимальных изгибающих моментов

где - момент сопротивления кручению.

мм³,

МПа;

где - результирующий изгибающий момент

Н·м.

Момент сопротивления изгибу

мм³,

МПа;

МПа; Ψ_σ = 0,1.

.

Запас прочности обеспечен.

10.1 Уточненный расчет ведомого вала [6].

Материал вала сталь 45.

Механические характеристики: предел прочности σ_в = 870 МПа; предел текучести σ_т = 640 МПа.

Предел выносливости: при кручении τ_-1 = 220 МПа;

при изгибе σ_-1 = 370 МПа; Ψ_σ = 0,05.

Рисунок 10 – Схема ведомого вала

Сечение А-А

Для шпоночного паза отношение коэффициентов

где k_σ = 1,87 при σ_в = 870 МПа и ε_σ = 0,805 при диаметре вала d = 55 мм для

углеродистой стали.

где k_τ = 1,918 при σ_в = 870 МПа и ε_τ = 0,688 при диаметре вала d = 55 мм для

углеродистой стали.

Для напрессовки колеса

где при d = 55 мм и σ_в = 870 МПа.

Далее расчет ведем по напрессовке с учётом максимальных изгибающих моментов

где - момент сопротивления кручению.

мм³,

МПа;

где - результирующий изгибающий момент

Н·м.

Момент сопротивления изгибу

мм³,

МПа;

МПа; Ψ_σ = 0,1.

.

Запас прочности обеспечен.

Сечение Б – Б

Для шпоночного паза отношение коэффициентов

где k_σ = 1,87 при σ_в = 870 МПа и ε_σ = 0,856 при диаметре вала d = 38 мм для

углеродистой стали.

где k_τ = 1,918 при σ_в = 870 МПа и ε_τ = 0,738 при диаметре вала d = 38 мм для

углеродистой стали.

Для напрессовки шкива

где при d = 38 мм и σ_в = 870 МПа.

Далее расчет ведем по напрессовке с учётом максимальных изгибающих моментов

где - момент сопротивления кручению.

мм³,

МПа;

где - результирующий изгибающий момент

Н·м.

Момент сопротивления изгибу

мм³,

МПа; МПа; Ψ_σ = 0,1.

.

Запас прочности обеспечен.