Курс Детали машин и основы конструирования пояснительная записка
 Скачать 1.4 Mb.
|
|
Петрозаводский государственный университет Институт лесных, горных и строительных наук Кафедра общетехнических дисциплин Курс: «Детали машин и основы конструирования» ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА к курсовому проекту по деталям машин Выполнил: Чабин А.Д. Проверил: Тихонов Е.А. Петрозаводск 2018 СОДЕРЖАНИЕ Лист 1 Техническое задание 2 Кинематический расчёт привода 2.1 Подбор электродвигателя 3 Расчёт клиноременной передачи привода 4 Расчёт зубчатых передач редуктора 4.1 Разбивка передаточного числа между ступенями редуктора 4.2 Расчёт конической передачи 4.3 Расчёт цилиндрической передачи 4.4 Выбор параметров и расчёт геометрии зубчатых колёс 5 Эскизная компоновка редуктора 5.1 Проектный расчёт валов на кручение, выбор типа и схемы установки подшипников 5.2 Основные размеры корпусов, крышек, болтов, винтов редуктора 6 Расчёт валов на сложное сопротивление 6.1 Расчёт ведущего вала 6.2 Расчёт промежуточного вала 6.3 Расчёт ведомого вала 7 Проверочный расчёт подшипников по динамической грузоподъёмности 7.1 Расчёт подшипников ведущего вала 7.2 Расчёт подшипников промежуточного вала 7.3 Расчёт подшипников ведомого вала 8 Список литературы 1 Техническое задание Привод состоит из клиноременной передачи и коническо-цилиндрического редуктора. Частота вращения выходного вала редуктора , мощность на выходном валу , нагрузка спокойная, передача реверсивная, требуемая долговечность . 2 Кинематический расчёт привода 2.1 Подбор электродвигателя По мощности на выходном валу определяем расчётную мощность электродвигателя , где - КПД привода, равный ([3], с.14) где - КПД клиноременной передачи; - КПД конической передачи редуктора; - КПД цилиндрической передачи редуктора. Принимаем ([3] c. 15) , , ; . Тогда Общее передаточное число привода где - частота вращения выходного вала привода; - частота вращения вала электродвигателя. Откуда получаем где - передаточное число клиноременной передачи; - передаточное число конической передачи редуктора; - передаточное число цилиндрической передачи редуктора. Предварительно принимаем ([3] c. 15) , , , . Принимаем ([3] приложение таблица 2) . С учётом полученной частоты вращения вала электродвигателя и расчётной мощности (кВт) по каталогу ([3] приложение таблица 2) выбираем двигатель, номинальная мощность которого P должна быть равна или больше расчётной мощности двигателя, т.е. Принимаем двигатель Тип двигателя 4А132МВ6УЗ Мощность , кВт 7.5 Частота вращения, мин-1 970 2,2 Так как частота вращения выбранного электродвигателя не совпадает с полученной ранее, необходимо откорректировать принятые передаточные числа. Изменим передаточное число редуктора 3 Расчёт клиноременной передачи привода 1) Крутящий момент на быстроходном валу 2) При данном моменте принимаем ([3] таблица 2.12) сечение “Б” с размерами ; ; ; ; . 3) Диаметр меньшего шкива в соответствии с рекомендациями ([3] таблица 2.12) , но т.к. нет жёстких ограничений к габаритам передачи, то для повышения долговечности ремня принимаем следующим за минимальным ([3] таблица 2.12) . 4) Диаметр большего шкива ([3] формула 2.2) , где - коэффициент скольжения прорезиненного ремня. Принимаем стандартный диаметр по ГОСТ 17383-73 ([3] таблица 2.12) . 5) Фактическое передаточное число передачи ([3] формула 2.3) . 6) Скорость ремня ([3] формула 2.4) . 7) Частота вращения ведомого вала . 8) Межосевое расстояние согласно рекомендациям ([3] таблица 2.14) . 9) Расчётная длина ремня ([3] по формуле 2.6) Стандартная длина ремня ([3] с. 26) L=2240мм. 10) По стандартной длине L уточняем действительное межосевое расстояние ([3] формула 2.9) Минимальное межосевое расстояние для удобства монтажа и снятия ремней ([3] с. 27) . Максимальное межосевое расстояние для создания натяжения и подтягивания ремня при вытяжке . 11) Угол обхвата на меньшем шкиве ([3] формула 2.10) . 12) Исходная длина ремня ([3] таблица 2.15) L0=3750мм Относительная длина . 13) Коэффициент длины определяется методом интерполяции по таблице 219 [3] СL=0,878. 14) Исходная мощность при и ([3] таблица 2.15) методом интерполирования . 15) Коэффициент угла обхвата ([3] таблица 2.18) . 16) Поправка к крутящему моменту на передаточное число (таблица 2.20) . 17) Поправка к мощности ([3] с. 28) 18) Коэффициент режима работы при указанной нагрузке ([3] таблица 2.8) Ср=0,8. 19) Допускаемая мощность на один ремень ([3] формула 2.24) . 20) Расчётное число ремней ([3] по формуле 2.25) . 21) Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки ([3] с. 28) Сz=0,95. 22) Действительное число ремней в передаче ([3] формула 2.26) . Принимаем число ремней . 23) Сила начального натяжения одного клинового ремня ([3] формула 2.28) . где q – масса одного погонного метра ремня ([3] таблица 2.12). 24) Усилие, действующее на валы передачи ([3] формула 2.29) 25) Размеры обода шкивов ([3] таблица 2.21) ; ; ; ; ; ; ; ; . 26) Наружные диаметры шкивов ([3] формула 2.32) 27) Ширина обода шкивов ([3] формула 2.33) . 4 Расчёт зубчатых передач редуктора 4.1 Разбивка передаточного числа между ступенями редуктора В двухступенчатых коническо-цилиндрических редукторах передаточное число тихоходной (цилиндрической) ступени рекомендуется ([3] с. 56) где uр – передаточное число редуктора Принимаем из стандартного ряда передаточных чисел зубчатых передач ([3] приложение таблица 8) ; . 4.2 Расчёт конической передачи 4.2.1 Выбор материала и допускаемых напряжений для шестерни и колеса 1) Назначаем материал ([3] таблица 3.12) для шестерни и колеса – сталь 40ХН (поковка); термообработка – нормализация. Для шестерни - , , 280 НВ1; для колеса - , , 250 НВ2. 2) Определяем допускаемое напряжение изгиба для шестерни ([3] формула 3.51) . Предварительно находим предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений ([3] формула 3.52) , где предел выносливости при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений ([3] таблица 3.19) . Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (таблица 3.20) реверсивная передача - Коэффициент долговечности ([3] формула 3.53) При ([3] c. 77) ; базовое число циклов перемены напряжения ([3] c. 77) эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжения ([3] формула 3.54) , но т.к. ([3] с. 77) принимаем Соответственно Коэффициент безопасности ([3] формула 3.56) где - коэффициент, учитывающий нестабильность характеристики материала ([3] таблица 3.19) ; - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки и условия эксплуатации передачи ([3] таблица 3.21) . Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений ([3] формула 3.57) . Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба ( [3] формула 3.58) . Допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни . 3) Допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса определяем аналогично предыдущему расчёту , , где , , . При НВ<350 но т.к. ,* то принимаем . ; ; . Допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса . 4) Допускаемое напряжение изгиба при расчёте на действие максимальной нагрузки ([3] таблица 3.19), для шестерни . Предварительно находим предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба ([3] таблица 3.19) Коэффициент безопасности ([3] с. 76) , где - коэффициент, учитывающий нестабильность характиристики материала; ([3] таблица 3.19, см. с. 80); - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки и условия эксплуатации передачи ([3] таблица 3.21); Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений ([3] формула 3.57) 5) Допускаемое напряжение изгиба при действии максимальной нагрузки для колеса . 6) Допускаемое контактное напряжение для шестерни ([3] формула 3.33) . Предварительно находим предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений ([3] формула 3.34) , здесь предел выносливости соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений ([3] таблица 3.17) ; коэффициент долговечности ([3] формула 3.35) , где базовое число циклов перемены напряжений ([9] рисунок 3.16) эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений . Отношение поэтому коэффициент долговечности определяем по формуле 3.38 [3] Принимаем . Предел контактной выносливости . Коэффициент безопасности для зубьев с однородной структурой материала ([3] с. 75) Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряжённых поверхностей ([3] таблица 3.18) Коэффициент, учитывающий окружную скорость ([3] с. 75) . 7) Допускаемое контактное напряжение для колеса ; ; ; ; ; ; т.к. , то ; ; ; ; . 8) Допускаемое контактное напряжение передачи ([3] формула 3.41) . Проверяем условие ([3] формула 3.42) , т.е. условие выполнено, поэтому принимаем допускаемое контактное напряжение передачи . 9) Допускаемое контактное напряжение при расчёте на действие максимальной нагрузки ([3] с. 80) для шестерни ; для колеса . 4.2.2 Расчёт передачи на контактную выносливость Согласно рекомендациям ([3] с. 61) принимаем пропорционально понижающие зубья (форма I). Вычисляем начальный диаметр шестерни по большему торцу ([3] таблица 3.14, формула 3.20) Предварительно определяем величины, необходимые для расчёта. Номинальный крутящий момент на шестерне ([3] формула 3.12) Ориентировочная окружная скорость зубчатых колёс ([3] формула 3.27) . При данной скорости требуемая степень точности зубчатых колёс ([3] таблица 3.33) – 9-я. Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для прямозубых передач ([3] c. 82) . Коэффициент ширины венца ([3] формула 3.63) . Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ([3] рисунок 3.20,а), при отношении (Iб – роликовые подшипники) , Коэффициент динамической нагрузки ([3] таблица 3.16) для степени точности зубчатых колёс на единицу грубее установленной ([3] с. 80). Коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей ([3] формула 3.28). Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых колёс ([3] формула 3.29) . Выбираем число зубьев ([3] таблица 3.11) шестерни и коэффициент торцевого перекрытия . Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий ([3] формула 3.30) ; . Внешний окружной модуль . Полученный модуль округляем по стандарту ([3] приложение таблица 9) . Пересчитываем начальный диаметр . Число зубьев плоского колеса ([3] таблицы 3.9) , где . Внешнее конусное расстояние ([3] таблица 3.9) Рабочая ширина зубчатого венца ([3] таблица 3.1) при . Принимаем по стандарту ([3] приложение таблица 8) Проверяем условие ([3] формула 3.64) , т.е. условие соблюдено. 4.2.3 Проверочный расчёт зубьев на контактную выносливость Средний нормальный модуль зацепления ([3] формула 3.4) . Средний начальный диаметр шестерни ([3] с. 80) . Расчётная окружная скорость на среднем начальном диаметре шестерни . При данной скорости ([3] таблица 3.33) требуемая степень точности передачи – 9-я, что совпадает с ранее принятой степенью точности. Коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи ([3] рисунок 3.17) . Уточняем коэффициент динамической нагрузки ([3] таблица 3.16) . Начальный диаметр шестерни по большему торцу ([3] формула 3.48) , где (см. определение и ). Вновь определяем окружной модуль . Полученный модуль округляем до стандартного . Диаметр начальной окружности по большему торцу, соответствующий стандартному модулю . 4.2.4 Проверочный расчёт передачи на контактную прочность при действии максимальной нагрузки Фактическое напряжение при расчёте на контактную выносливость ([3] таблица 3.14 формула 3.19) Расчётное напряжение от максимальной нагрузки ([3] формула 3.60) где отношение (задано при выборе электродвигателя). 4.2.5 Проверочный расчёт зубьев на выносливость по напряжениям изгиба Изгибающее напряжение для зуба шестерни ([3] таблица 3.14, формула 3.22) . Находим эквивалентное число зубьев для шестерни и колеса ([3] формула 3.7) , ([3] таблица 3.9) ; . Определяем коэффициенты, учитывающие форму зуба ([3] рисунок 3.21) ; . Коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба на его напряжённое состояние, для прямозубых колёс ([3] с. 77) . Расчётная удельная нагрузка ([3] формула 3.25/) , где ; - коэффициент, усиливающий распределение нагрузки между зубьями ([3] c. 82), ; - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ([3] рисунок 3.20,б), при отношении , - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку ([3] таблица 3.16) при скорости , . . Напряжение изгиба для зуба шестерни , для зуба колеса 4.2.6 Проверочный расчёт зубьев при изгибе максимальной нагрузкой. Расчётное напряжение от максимальной нагрузки ([3] формула 3.61) для зуба шестерни , для зуба колеса . 4.2.7 Окончательно принимаем параметры передачи ; ; ; ; ; ; ; . 4.3 Расчёт цилиндрической передачи Расчёт цилиндрической передачи ведётся аналогично конической. 4.3.1 Выбор материала и допускаемых напряжений для шестерни и колеса 1) Назначаем материал ([3] таблица 3.12) для шестерни и колеса сталь 40ХН (поковка), термообработка – нормализация; для шестерни , , 280НВ1; для колеса , , 250НВ2. 2) Определяем допускаемое напряжение изгиба для шестерни , но т.к. ([3] с. 77) принимаем . Соответственно . Коэффициент безопасности ([3] формула 3.56) , ; ; ; , . 3) Допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса определяем аналогично предыдущему расчёту , , где , , . При НВ<350 но т.к. ,* то принимаем . ; . 4) Допускаемое напряжение изгиба при расчёте на действие максимальной нагрузки ([3] таблица 3.19) для шестерни . , где , , . . 5) Допускаемое напряжение изгиба при действии максимальной нагрузки для колеса , , . . 6) Допускаемое контактное напряжение для шестерни ([3] формула 3.33) . , ; , . Отношение поэтому коэффициент долговечности определяем по формуле 3.38 [3] Принимаем . . ; ; ; . 7) Допускаемое контактное напряжение для колеса ; ; ; ; ; ; т.к. , то ; ; ; . 8) Допускаемое контактное напряжение передачи ([3] формула 3.41) . Проверяем условие ([3] формула 3.42) , т.е. условие выполнено, поэтому принимаем допускаемое контактное напряжение передачи . 9) Допускаемое контактное напряжение при расчёте на действие максимальной нагрузки ([3] с. 80) для шестерни ; для колеса . 4.3.2 Расчёт передачи на контактную выносливость Начальный диаметр шестерни ([3] таблица 3.13, формула 3.16) Номинальный крутящий момент на шестерне ([3] формула 3.12) . Ориентировочная окружная скорость ([3] формула 3.27) При данной скорости требуется степень точности зубчатых колёс ([3] таблица 3.33) – 9-я. Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([3] рисунок 3.13), . Коэффициент ширины зубчатого венца при несимметричном расположении опор ([3] таблица 3.15) . Проверяем условие ([3] формула 3.26) Принимаем ([3] с.71) K=2 угол наклона ([3] с. 60) ; минимальное число зубьев шестерни ([3] таблица 3.3) ; расчётное число зубьев шестерни ([3] c. 58) Соответственно Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ([3] рисунок 3.14,б) . Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку ([3] таблица 3.16) . Коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей ([3] формула 3.28/) . Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых колёс ([3] формула 3.29) . Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий ([3] формула 3.31) , где - коэффициент торцевого перекрытия ([3] формула 3.3) . Тогда Модуль зацепления ([3] формула 3.46) . Полученный модуль округляем до стандартного значения ([3] приложение, таблица 9) m=5мм. По стандартному модулю пересчитываем начальный диаметр . 4.3.3 Проверочный расчёт передачи на контактную выносливость Определяем расчётную окружную скорость ([3] формула 3,47) при начальном диаметре шестерни . При данной скорости требуемая степень точности передачи – 9-я, что соответствует принятой ранее. Уточняем по скорости коэффициенты: ([3] таблица 3.16); ([3] рисунок 3.13); ([3] рисунок 3.17). Уточняем начальный диаметр шестерни ([3] формула 3.48) . По уточнённому начальному диаметру находим модуль зацепления . Полученный модуль вновь округляем до стандартного значения , что совпадает с ранее принятой величиной модуля. Следовательно диаметр начальной окружности шестерни . Ширина зубчатого венца при ([3] таблица 3.1) . Принимаем . 4.3.4 Проверочный расчёт зубьев на контактную прочность при действии максимальной нагрузки Расчётное напряжение от максимальной нагрузки ([3] формула 3.60) , где действующее напряжение при расчёте на контактную выносливость ([3] таблица 3.13 формула 3.15) Отклонение действующих контактных напряжений от допустимых составляет , что допустимо. . 4.3.5 Проверочный расчёт зубьев на выносливость по напряжениям изгиба Расчётное напряжение изгиба ([3] таблица 3.13, формула 3.17) Предварительно определяем величины необходимые для расчёта. Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса ([3] с. 76) ; . Коэффициенты, учитывающие форму зуба и шестерни и колеса ([3] рисунок 3.18) , . Коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба на его напряжённое состояние ([3] формула 3.50) . Расчётная удельная нагрузка ([3] формула 3.25/) , где коэффициент, учитывающим распределение нагрузки между зубьями ([3] формула 3.40) , где n – порядковый номер степени точности. Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ([3] рисунок 3.14,г) . Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку ([3] таблица 3.16) . Напряжение изгиба в зубьях шестерни ; в зубьях колеса ([3] таблица 3.13, формула 3.17/) . 4.3.6 Проверочный расчёт при изгибе максимальной нагрузкой для зубьев шестерни для зубьев колеса 4.3.7 Принимаем окончательно параметры передачи ; ; ; ; ; ; . Определим межосевое расстояние . Проверим межосевое расстояние . 4.3.8 Округлим межосевое расстояние до целого стандартного числа, для чего принимаем угол наклона ([3] формула 3.2/) Принимаем межосевое расстояние , что соответствует стандартной величине ([3] приложение таблица 8), соответственно угол наклона Пересчитываем начальные диаметры шестерни ; колеса . Проверяем межосевое расстояние . 4.4 Выбор параметров и расчёт геометрии зубчатых колёс 4.4.1 Основные размеры цилиндрической передачи ([3] таблица 3.5) Угол наклона зуба на диаметре d Угол профиля рейки в торцевом сечении , Угол зацепления в нормальном сечении Угол зацепления в торцевом сечении Межосевое расстояние Делительный и начальный диаметры: шестерни колеса Диаметр вершин зубьев; шестерни колеса Диаметр впадин: шестерни колеса 4.4.2 Основные размеры конической передачи ([3] таблица 3.9) Число зубьев плоского колеса Ширина зубчатого венца , Внешнее конусное расстояние Среднее конусное расстояние Диаметр внешней делительной (начальной) окружности шестерни колеса Средний делительный диаметр шестерни колеса Глубина захода Радиальный зазор Высота зуба у торца Высота головки зуба у торца: шестерни колеса Высота ножки зуба у торца; шестерни колеса Угол делительного конуса: шестерни ; колеса Угол ножки зуба шестерни ; колеса ; Угол конуса вершин шестерни колеса Угол конуса впадин шестерни колеса Внешний диаметр вершин шестерни колеса 5. Эскизная компановка редуктора 5.1 Проектный расчёт валов на кручение, выбор типа и схемы установки подшипников Т.к. на настоящем этапе расстояние между опорами неизвестны, ориентировочно диаметр вала в опасном сечении определяется из условий прочности на кручение при пониженных допускаемых напряжениях ([3] формула 4.1) где Т – крутящий момент, Н-мм; - допускаемое напряжение на кручение: - допускаемое напряжение на кручение для ведущего вала; - допускаемое напряжение на кручение для промежуточного вала; - допускаемое напряжение на кручение для ведомого вала. принимаем принимаем принимаем Первоначально внутренний диаметр подшипника выбираем по принятому (округлённому до нуля или пяти) ориентировочному диаметру вала, рассчитанному по формуле 4.1 с добавлением приблизительно 5мм. Для ведущего и промежуточного валов принимаем подшипники - роликовые конические средней серии, для ведомого – шарикоподшипники радиальные лёгкой серии. Критические роликоподшипники ведущего и промежуточного валов устанавливаем по прямой схеме – в распор. Ось конической шестерни располагаем в плоскости симметрии корпуса, шестерню устанавливаем на консоли вала, расстояние между подшипниками предварительно принимаем равным (2,5…3,5)d, где d – диаметр вала, определённый при ориентировочном расчёте. 5.2 Основные размеры корпусов, крышек, болтов, винтов редуктора ([3] таблица 4.3) Толщина стенки корпуса редуктора Толщина стенки крышки редуктора Толщина верхнего фланца корпуса , Толщина нижнего фланца корпуса Толщина фланца крышки редуктора Диаметр фундаментных болтов Число фундаментных болтов Диаметр болтов, стягивающих корпус и крышку у бобышек Диаметр болтов, стягивающих фланцы корпуса и крышки Ширина опорной поверхности Нижнего фланца корпуса Толщина рёбер конуса Минимальный зазор между колесом и корпусом Координата стяжного болта у бобышек 6 Расчёт валов на сложное сопротивление 6.1 Расчёт ведущего вала 1) Определение составляющих усилия в зацеплении ([3] таблица 5.2) 2) Составление расчётной схемы, определение опорных реакций и построение эпюр изгибающих моментов в различных плоскостях 3) Построение эпюры суммарных изгибающих моментов ([3] формула 5.1) 4) Построение эпюры крутящего момента 5) Построение эпюры приведенных моментов ([3] формула5.2) (реверсивная передача[3] с.171) 6) Расчётный диаметр вала ([3] формула 5.3) где , ([3] таблица 5.3) 6.2 Расчёт промежуточного вала 1) Определение составляющих усилий в зацеплении 2) Составление расчётной схемы, определение опорных реакций и построение эпюр изгибающих моментов в различных плоскостях 3) Построение эпюры суммарных изгибающих моментов ([3] формула 5.1) 4) Построение эпюры крутящего момента 5) Построение эпюры приведенных моментов , 6) Расчётный диаметр вала ([3] формула 5.3) где , ([3] таблица 5.3) ; 6.3 Расчёт ведомого вала 1) Определение составляющих усилия в зацеплении 2) Составление расчётной схемы, определение опорных реакций и построение эпюр изгибающих моментов в различных плоскостях 3) Построение эпюры суммарных изгибающих моментов 4) Построение эпюры крутящего момента 5) Построение эпюры приведенных моментов , 6) Расчётный диаметр вала 7 Проверочный расчёт подшипников по динамической грузоподъёмности 7.1 Расчёт подшипников ведущего вала - воспринимает подшипник 2 Посадочные диаметры – 35мм Lh=12000ч V=K=Kт=1 n=339мин-1 1) Принимаем предварительно подшипники 7307, у которых , , 2) Осевые составляющие радиальных нагрузок FS ([3] формула 6.10) подшипник 1: подшипник 2: 3) Расчётная осевая нагрузка 4) Находим отношение ([3] формула 6.9) подшипник 1: , принимаем коэффициенты , подшипник 2: , принимаем коэффициенты , 5) Эквивалентная расчётная нагрузка ([3] таблица 6.5 формула 5) Поскольку для обеих опор подшипники выбирают одинаковые, дальнейший расчёт ведём по наиболее нагруженному подшипнику опоры 1. 6) Находим методом интерполяции отношение ([3] приложение таблица 21) , отсюда требуемая грузоподъёмность , что гораздо меньше реальной грузоподъёмности (С=48100Н) и обеспечит большой запас долговечности подшипников. 7.2 Расчёт подшипников промежуточного вала Посадочные диаметры d=45мм Lh=12000ч V=K=KT=1 n=121мин-1 1) Принимаем предварительно подшипник 7309, у которого , , 2) Осевые составляющие радиальных нагрузок подшипник 1: подшипник 2: 3) Расчётная осевая нагрузка 4) Находим отношение ([3] формула 6.9) подшипник 1: , принимаем коэффициенты , подшипник 2: , принимаем коэффициенты , 5) Эквивалентная расчётная нагрузка ([3] таблица 6.5 формула 5) Поскольку для обеих опор подшипники выбирают одинаковые, дальнейший расчёт ведём по наиболее нагруженному подшипнику опоры 1. 6) Находим методом интерполяции отношение ([3] приложение таблица 21) , отсюда требуемая грузоподъёмность , что несколько меньше реальной грузоподъёмности (С=76100Н) и обеспечит запас долговечности подшипников. 7.3 Расчёт подшипников ведомого вала , , , 1) Принимаем предварительно 210 шарикоподшипник, у которого , . 2) Выбираем коэффициенты X и Y. Поскольку , то , 3) Определяем эквивалентную нагрузку . 4) Находим методом интерполяции отношение ([3] приложение таблица 21) , отсюда требуемая грузоподъёмность , что несколько меньше реальной грузоподъёмности (С=27500Н) и обеспечит запас долговечности подшипников. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ 1. Баласанян Р.А. Атлас деталей машин 2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая школа, 1998. 3. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчёт и проектирование деталей машин. Изд. 3-е. – Х.: Основа, 1991. |