- •Академия Государственной противопожарной службы мчс России
- •Содержание
- •Исходные данные.
- •1.Расчет зубчатой передачи.
- •Определим допускаемые контактные напряжения.
- •Определим допускаемые напряжения изгиба.
- •1. По табл. 8.8 Учебника находим пределы контактной выносливости и минимальный коэффициент безопасности:
- •Определим максимальные допускаемые напряжения.
- •Рассчитаем геометрические параметры колеса.
- •Выполним проверочный расчет на сопротивление усталости по контактным напряжениям.
- •Выполним проверочный расчет при действии кратковременной перегрузки.
- •Рассчитаем силовые параметры колеса.
- •3. Расчет валов и шпоночных соединений. Рассчитываем вал.
- •4. Выбор подшипников качения.
4. Выбор подшипников качения.
1. Учитывая сравнительно небольшую осевую силу Fa, предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники средней узкой серии, условное обозначение 310, для которых по каталогу С = 61800 Н, С0 = 36000 Н. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник: Рr = (X*V*Fr + Y*Fa)*Кб*КТ
Ра = (X*Fr + Y*Fa)*Кб*КТ
X, Y – коэф. радиальной и осевой сил определяем по табл. 16.5 Учебника. V = 1 – коэф. вращения при вращении внутреннего колеса. Кб = 1,3 – коэф. безопасности при умеренных толчках. КТ = 1 – температурный коэф. при температуре до 1000С. Коэф. эквивалентности КЕ = 0,63 – для II-го режима нагрузки (стр. 360 У). Находим:
FmrВ = КЕ*RВ = 0,63*5109 = 3218,7 Н;
FmrА = КЕ*RА = 0,63*7009 = 4415,7 Н;
FmaВ = КЕ*Fa = 0,63*635,7 = 400,5 Н.
FmaВ/С0 = 400,5/36000 = 0,011.
Полученное отношение отличается от приведенных в табл. 16.5, по рекомендациям Учебника имеем: е = 0,528*(FmaВ/С0)0,24 = 0,528*(0,011)0,24 = 0,18.
При V = 1 FmaВ/(V*FmrВ) = 400,5/3218,7 = 0,124 < е, при этом Х = 1, Y = 1. Получаем: РrВ = (1662 + 635.7)*1,3 = 2987 Н;
РrА = 1603,4*1,3 = 2084,4 Н.
Т.к. РrВ > РrА, подбор подшипников проводим для правой опоры, как более нагруженной.
2. Определяем потребную динамическую грузоподъемность подшипника,________ принимая а1 = 1 и а23 = 1 (табл.16.3 и стр. 357 Учебника) по формуле: С = Р*Р√L/(а1*а23) где р = 3 для шариковых подшипников, L = 60*n*Lh/106 – ресурс млн. об., Р = РrА – эквивалентная усталостная нагрузка. Принимаем по табл. 16.4 Lh = 8000 ч > t = 5000 ч. Подставляя, получаем: L = 60*970*8000/106 = 465,6 ч.
_______________
С = 2084*3√465,6 = 16158 Н.
Базовая динамическая нагрузка превышает потребную. 36000 Н > 16158 Н.
3. Проверим подшипник на статическую грузоподъемность.
Р0 = X0*Fr + Y0*Fa ≥ Fr
принимаем для радиальных однорядных шарикоподшипников X0 = 0,6, Y0 = 0,5 – коэф. статических сил. Для правой опоры Р0 = 0,6*1662 + 0,5*635,7 = 1315 Н. Для правой опоры Р0 = 2*1315 = 2630 Н. Условие Р0 < С0.
Литература.
1. М.Н. Иванов, В.А. Финогенов, «Детали машин».:М. 2003 г.
2. Пособие по курсовому проектированию по дисциплине « Детали машин» .: М. 2006 г.