Расчет тихоходного вала редуктора

Эпюры+вал.dwg

ГОТОВО_исправил+вал.docx

Министерство образования Республики Беларусь
Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное агентство по образованию
Государственное учреждение высшего профессионального образования
“БЕЛОРУССКО-РОССИЙСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ”
Кафедра: “Основы проектирования машин”
Индивидуальное задание №2
По дисциплине «Детали машин»
Исходные данные . .4
Проектный и проверочный расчёт вала.. . 4
1 Определение диаметров вала. 4
2 Расчёт длины вала . .5
Проверочный расчёт ..7
1 Расчёт вала на статическую прочность при перегрузках ..7
Расчёт нагрузки на валу 10
1 Расчёт коэффициентов концентрации напряжения ..10
Выбор и расчет подшипников качения ..13
Список литературы ..16
Для заданной схемы привода выполнить:
)Проектный и проверочные расчеты на статическую прочность при двухкратной перегрузке и усталостную выносливость тихоходного вала редуктора.
)Выбор подшипников для тихоходного вала редуктора и их проверочные расчеты по статической и динамической грузоподъемности.
Схема привода представлена на рисунке 1
-электродвигатель; 2- муфта ; 3- редуктор; 4- муфта; 5-барабан.
Рисунок 1- Схема привода
Исходные данные к расчету следующие:
Крутящий момент на тихоходном валу редуктора T=210 Нм;
Частота вращения вала n=674 мин-1;
Диаметр зубчатого колеса dk=2381мм;
Ширина ступицы колеса bw=434 мм.
Проектный и проверочный расчёт вала.
1Определение диаметров вала.
Диаметр выходного конца вала равен:
где -допускаемые напряжения на кручения вала(=12МПа.)
Диаметр шейки вала под подшипник будет равен:
Диаметр под манжету согласуем с размерами манжеты в пределе
Диаметр проходной шейки вала будет равен диаметру шейки под зубчатое колесо:
Диаметр буртика будет равен:
По ГОСТ 12080-66 длина выходного вала .
По ГОСТ 8338-75 выберем шариковый радиальный подшипник № 7000910.
Вычислим длину вала под манжету :
где - длина шейки вала под подшипник выбирается по ГОСТ 12080-66 =8.
Вычислим длина шейки вала под зубчатое колесо:
Вычислим промежуточную длину вала
Длина буртика принимаем
Рисунок 2- вал тихоходный.
В нашем случае вал нагружен тремя силами () вычислим их величины:
Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и вращающих моментов (см. приложение №1 рисунок 1):
В вертикальной плоскости:
В горизонтальной плоскости:
1 Расчёт вала на статическую прочность при перегрузках.
Опасным сечением является то сечение в котором действует наибольшее общее напряжение.
где Кп (Kп=1.5)– коэффициент перегрузки ;
где М – крутящий момент ;
W – момент сопротивления;
где Т – изгибающий момент ;
где b –ширина шпонки;
Согласно этому определим
Рассчитаем на втором участке:
где S – коэффициент запаса усталостной выносливости;
Определим значение S:
Найдём значение коэффициентов
напряжения цикла на сопротивление усталости;
Определим данные коэффициенты:
Расчёт нагрузки на валу.
1 Расчёт коэффициентов концентрации напряжения.
Рассчитаем коэффициент концетрации для посадки зубчатого колеса и шпоночного паза. Посадка с натягом.
Определим данные коэффициенты:
где P (P=15МПа)- давление посадки на вал.
Определим эти отношения для прессовой посадки :
(согласно таблице 10.11)
В дальнейшем расчёте используем те значения и которые являются наибольшими.
Согласно таблице 15.4 имеем:
Найдём все записанные ранее значения:
Усталостная прочность вала обеспечена.
Выбор и расчет подшипников качения.
Подбор подшипника качения осуществляем по диаметру шейки вала под подшипник из стандартов на подшипники. Тип подшипника качения назначаем шариковый радиальный.
Выбираем подшипник № 7000910. У этого подшипника следующие параметры:
Определим требуемую динамическую грузоподъемность по формуле:
Где – эквивалентная динамическая нагрузка;
Р – показатель степени зависящий от вида подшипника (для шариковых Р=3);
- долговечность подшипника в миллионах оборотов;
- коэффициент долговечности;
- обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации.
Эквивалентную динамическую нагрузку рассчитаем по формуле [2]:
где Fr – радиальная сила действующая на подшипник;
Fa – осевая сила действующая на подшипник;
V – коэффициент вращения;
КБ – коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки;
КТ – температурный коэффициент;
XY – коэффициенты радиальной и осевой сил.
Радиальную силу Fr определяем как наибольшую суммарную реакцию опор вала:
Сравнивая отношение и коэффициент e выбираем X=1 Y=0 по табл.165 [2].
Долговечность подшипника Lh рассчитываем по формуле [2]:
Где L – суммарный срок службы механизма в часах.
Коэффициент долговечности a1 выбираем в зависимости от вероятности безопасности работы P(t) подшипника.
Принимаем P(t)=09 тогда a1=1 [2].
Обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации а23 выбираем из таблицы 16.3 [2]. Принимаем а23=075.
Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку:
Вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность:
Определяем эквивалентную статическую нагрузку по формуле [2]:
Где - коэффициенты радиальной и осевой статических сил.
По рекомендациям на стр. 361 [2] выбираем и .
Условия прочности не соблюдаются выбираем подшипник №310
У этого подшипника следующие параметры:
Дунаев. П. Ф. Конструирование узлов и деталей машин П. Ф. Дунаев. О.П. Лёликов. - М. : Высш. шк.. 1998. - 447 с.: ил.
Иванов. М. Н. Детали машин: Учебник для машиностроительных специальностей вузов М. Н. Иванов. В.А Финогенов. - 9-е изд. испр. - М.: Высш. шк.. 2005. - 408 с. :ил.