
- •Санкт-Петербургский государственный Политехнический Университет Кафедра деталей машин Проектирование узла нереверсивного привода.
- •Введение
- •1.Энергокинематический расчет редуктора.
- •2. Расчет зубчатых колес закрытой передачи редуктора привода.
- •2.1. Проектировочный расчет закрытой передачи.
- •2.2. Проверочный расчет зубчатых колес закрытой передачи.
- •2.2.2. Проверочный расчет зубьев колес на выносливость по напряжениям изгиба.
- •3. Проектирование промежуточного вала на опорах качения
- •3.2. Выбор и проверочный расчет
- •3.2.1. Расчёт реакций, действующих в опорах и построение эпюр изгибающих моментов
- •3.2.2 Проверка долговечности подшипников
- •3.3 Проверка прочности шпоночных соединений
- •3.4 Проверочный расчёт вала
- •4. Расчёт конструктивных размеров корпуса редуктора
- •5. Расчёт конструктивных размеров зубчатого колеса
- •Литература
3. Проектирование промежуточного вала на опорах качения
Цель: проведение предварительного (проектировочного) расчета вала.
3.1 Предварительный расчет вала.
Цель: определение диаметра выходного конца вала 2 ( диаметра под шестерню 3) и последующее назначение диаметра под зубчатое колесо и опорные подшипники.
-
диаметр вала II
-
момент на промежуточном валу.
-
допускаемое касательное напряжение на
кручение.
Полученное
значение округляем по рекомендации [1,
с. 161],
.
Так
как диаметр dВК
должен быть кратен 5, то примем
.
3.2. Выбор и проверочный расчет
Целью данного раздела является определение реакций, действующих в опорах с построением эпюр изгибающих моментов и моментов вращения. Проверка подшипников на долговечность.
Расчетная схема вала
Рис. 3
3.2.1. Расчёт реакций, действующих в опорах и построение эпюр изгибающих моментов
Вал рассматривается как балка, лежащая на опорах. В сцеплениях действуют осевые силы.
,
- окружные силы, действующие соответственно
на колесо зубчатое колесо и шестерню,
Н;
-
осевая сила, Н;
,
- радиальные силы, действующие
соответственно на зубчатое колесо и
шестерню, Н;
,
- реакции в опоре А, Н;
,
- реакции в опоре В, Н.
На зубчатое колесо 2 действуют осевая, окружная и радиальная силы. Их численные значения были найдены в пункте 2.2.2. На шестерню 3 действуют только окружная и радиальная силы, т.к. открытая передача прямозубая. Найдём их по соотношениям аналогичным соотношениям для колеса 2:
Определим диаметр шестерни 3:
.
Найдем численные значения и :
.
Рассчитаем
длины участков вала
,
,
:
;
;
.
В
опорах А и В возникают реакции. Разложим
их на составляющие, направленные по
осям X
и Y,
т.е. будем считать, что в опоре А возникают
реакции
,
,
а в опоре В -
,
.
Найдём их из уравнения вала
.
Найдём сумму изгибающих моментов, действующих по оси X, относительно опоры А
Следовательно
;
Подставляя численные значения, получим
Н.
Найдём сумму изгибающих моментов, действующих по оси Y, относительно опоры А
,
т.е.
,
подставляя численные значения, получим
.
Запишем аналогичные отношения для опоры В
Выразим из этих уравнений
,
подставляя численные значения, получим
;
.
Построим эпюры изгибающих и крутящих моментов.
Найдём суммарные реакции в опорах А и В по формулам
,
,
(3.2.1.1)
подставляя численные значения, получим
Эпюры изгибающих и крутящих моментов
3.2.2 Проверка долговечности подшипников
Реакция
в опоре А больше, следовательно будем
вести расчёт для подшипника, находящегося
на ней. Используем радиально-упорный
подшипник качения средней серии 46310
ГОСТ 831-75 с параметрами: внутренний
диаметр d=45
мм, внешний диаметр D=80мм,
ширина B=19
мм, динамическая грузоподъёмность
C=31,2
кН,
кН[1,
с 400].
Эквивалентную нагрузку будем искать по формуле
,
(3.2.2.1)
где
V-
коэффициент приращения, при вращении
внутреннего колеса,
[1, c.
212];
-
коэффициент, учитывающий влияние вида
нагрузки на подшипник;
-
коэффициент, учитывающий влияние рабочей
температуры подшипника;
-
суммарная реакция в опоре А.
Значение коэффициентов выбираем по рекомендации [1, с. 214] и считаем равными =1,4; =1,05.
Подставляя численные значения в выражение (3.2.2.1), получим
Номинальную долговечность подшипника или ресурс L найдём по соотношению
(3.2.2.2)
где с - динамическая грузоподъемность (см. справочник);
-
эквивалентная нагрузка;
m – показатель степени для шариковых подшипников (m=3),
подставляя численные значения, получим
.
Переведём долговечность в часы [1, с. 211]
Согласно техническому заданию ресурс равен 3000 часов, найденный ресурс больше, следовательно, подшипник удовлетворяет требованиям по долговечности.