Узел вала промежуточного

Задание.doc

Грузоподъемное устройство схема 91
номинальное усилие натяжения каната
скорость каната навиваемого на барабан
Дополнительные данные: тип производства выбрать самим.

сборочный кул1.cdw

ПЗ.doc

Техническое задание на курсовой проект3
Кинематический расчёт привода5
1.Расчет рабочего органа машины5
1.1.Расчет диаметра каната5
1.2.Определение диаметра барабана и его длины5
1.3.Определение крутящего момента и частоты вращения барабана5
2.Подбор электродвигателя5
2.1.Определение требуемой мощности5
2.2.Определение диапазона частот вращения вала электродвигателя5
3.Определение передаточного отношения общего и редуктора6
3.1.Определение общего передаточного отношения6
3.2.Определение передаточного отношения редуктора6
4.Разработка исходных данных для ввода в ЭВМ6
4.1.Определение крутящего момента на выходном валу редуктора6
4.2.Назначение термообработки материалов допускаемых контактных напряжений6
4.3.Назначение относительной ширины колес6
4.4.Расчёт эквивалентного времени работы редуктора.8
5.Анализ полученных вариантов и выбор наиболее оптимального варианта разбивки передаточного отношения редуктора8
6.1.Определение вращающих моментов на валах9
6.2.Определение частот вращения валов9
6.3.Определение окружных скоростей в зацеплении9
6.4.Определение усилий в зацеплениях быстроходной и тихоходной ступенях9
Проверочный расчёт на прочность зубьев зубчатой передачи в тихоходной и быстроходной ступенях редуктора10
1.Назначение материала и термообработки зубчатых колёс10
2.Определение допускных контактных и изгибных напряжений11
2.1.Определение допускных контактных напряжений11
2.2.Определение допускных изгибных напряжений12
3.Определение фактических контактных и изгибных напряжений12
3.1.Определение расчетных контактных напряжений12
3.2.Определение расчетных изгибных напряжений14
3.3.Вывод о работоспособности передач редуктора15
Эскизное проектирование16
1.Проектные расчёты валов16
1.1.Определение диаметров валов16
1.2.Вопрос о назначении вала – шестерни в тихоходной передаче17
2.Определение расстояний между деталями17
3.Выбор типа подшипников18
4.Проработка концевых участков входного и выходного валов18
5.Расчёт некоторых длин валов и диаметров колёс и шестерен19
Конструирование узла промежуточного вала20
1.Расчёт ступицы колеса быстроходной передачи назначение выточек колёс и шестерни определение форм колёс20
2.Проработка опоры вала.20
3.Конструирование соединения вал-ступица21
Расчёт промежуточного вала на статическую прочность22
1.Составление расчётной схемы22
2.Расчетная схема нагружения вала в вертикальной плоскости и определение реакций опор и эпюр изгибающих моментов22
3.Расчетная схема нагружения вала в горизонтальной плоскости и определение реакций опор и эпюр изгибающих и крутящих моментов22
4.Определение суммарного изгибающего момента с суммарных реакций в опорах23
5.Определение фактического запаса прочности вала24
Проверочный расчёт подшипников промежуточного вала25
Проверочный расчёт шпоночного соединения25
Список использованной литературы . . . 27
Техническое задание на курсовой проект
Спроектировать привод грузоподъёмного устройства с редуктором по заданным схемам. Исходные данные: номинальное усилие натяжения каната F = 18 кН; скорость каната навиваемого на барабан V = 14 ммин; длительность работы Lh = 12500 ч; режим нагружения – II.
Дополнительные данные: тип производства выбрать самим.
Создание машин отвечающих требованиям рынка должно предусматривать их высокие технические экономические и эксплуатационные показатели. Основные требования предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность нагруженность технологичность ремонтопригодность минимальные габариты и масса удобство эксплуатации экономичность техническая эстетичность. Все эти требования необходимо учитывать в процессе проектирования и конструирования машин.
Цели конструирования:
систематизация и закрепление знаний полученных при изучении дисциплины «детали машин и основы конструирования»;
применение знаний к решению инженерных задач;
привитие навыков расчёта работы;
освоение правил и приёмов составления графических и текстовых документов;
умение пользоваться специальной литературой и стандартами.
Кинематический расчёт привода
1.Расчет рабочего органа машины
1.1.Расчет диаметра каната
Диаметр каната dк вычисляют по формуле
где F - усилие натяжения каната F = 18000 Н.
1.2.Определение диаметра барабана и его длины
Диаметр барабана Dбар вычисляют по формуле
Длину барабана lбар вычисляют по формуле
1.3.Определение крутящего момента и частоты вращения барабана
Крутящий момент барабана Tбар вычисляют по формуле
Частота вращения барабана nбар вычисляют по формуле [2 с.6]
2.Подбор электродвигателя
2.1.Определение требуемой мощности
Потребляемую мощность Рв (кВт) привода (мощность на выходе) находят по формуле [2 с.5]
Тогда требуемая мощность электродвигателя
где hобщ – общий КПД hобщ=hбарhтhбhмhозп; hбар – КПД барабана [2 с.7] hбар = 095; hт – КПД тихоходной ступени зубчатой передачи hт = 097; hб – КПД быстроходной ступени зубчатой передачи hб = 097; hм – КПД муфты hм = 098; hозп – КПД открытой зубчатой передачиhозп = 095.
hобщ = 095097097098095 = 0832
Рв = 306013119550 = 42 кВТ
Рэ.тр = 420832 = 521 кВт
2.2.Определение диапазона частот вращения вала электродвигателя
Частота вращения вала электродвигателя nэ находится по формуле [2 с.5]
где uред – передаточное число редуктора uред = 40 50; uОЗП – передаточное число открытой зубчатой передачи uОЗП = 25 5.
По полученным данным мощности и диапазона частот вращения назначаем [2 с.459] Двигатель АИР 112М4 ТУ 16-525.564-84 с мощностью Pэ = 55 кВт и синхронной частотой nэ = 1432 обмин
3.Определение передаточного отношения общего и редуктора
3.1.Определение общего передаточного отношения
Общее передаточное отношение uобщ находят по формуле
3.2.Определение передаточного отношения редуктора
Передаточное отношение редуктора uред рассчитывают по формуле
Назначаем uозп = 5 тогда
4.Разработка исходных данных для ввода в ЭВМ
4.1.Определение крутящего момента на выходном валу редуктора
Крутящий момент на выходном валу редуктора Твых находят по формуле
4.2.Назначение термообработки материалов допускаемых контактных напряжений
Материал зубчатых колес – сталь.
Так как Твых 1000нм выбираем вид термообработки термоулучшение; нормализация при этом допускное контактное напряжение [н] = [ термоулучшение; нормализация] = 500 600МПа..
Из условия [н]б [н]Т на 30 50 назначаем допускное контактное напряжение быстроходной ступени [н]б = 550МПа. допускное контактное напряжение тихоходной ступени [н]т = 600МПа
4.3.Назначение относительной ширины колес
Относительную ширину зубчатых колёс быстроходной ва б и тихоходной ва т ступеней назначаем [1 таблица 8.4]
4.4.Расчёт эквивалентного времени работы редуктора.
Эквивалентное время работы редуктора LhE рассчитывают по формуле
где H – коэффициент эквивалентности H = 025 [2 таблица 2.4]; Lh – длительность работы Lh = 12500 ч.
LhE = 02512500 = 3125 ч.
5.Анализ полученных вариантов и выбор наиболее оптимального варианта разбивки передаточного отношения редуктора
Условия для выбора оптимального варианта:
)Δ = Aw Т – D2 б2 – dвых.вала2 ≥ 10 15мм;
)D2 Т близко к D2 б;
где Δ – обязательный зазор между колесом быстроходной ступени и выходным валом; Aw Т – межосевое расстояние в тихоходной ступени; D2 б – диаметр колеса быстроходной ступени; D2 Т – диаметр колеса тихоходной ступени.
где K = 7 для цилиндрических передач[2 с.41]
Проводим анализ вариантов по данным условиям
)Δ1 = 170 - 137372 – 562 = 73315мм
Δ1 = 170 - 155662 – 562 = 6417мм
Δ1 = 170 - 167822 – 562 = 5809мм
Δ1 = 160 - 1802 – 562 = 42мм
Δ1 = 160 - 20012 – 562 = 3195мм
По 1-у условию самым близким к оптимальному является 5й вариант
)Подходят все варианты
)Больше всех подходит 5й вариант
По условиям выбора оптимального варианта больше всего подходит 5й вариант
6.Определение вращающих моментов частот вращения на валах окружных скоростей и усилий в зацеплениях быстроходной и тихоходной ступенях
6.1.Определение вращающих моментов на валах
Вращающий момент на хвостовике быстроходного вала Т1 рассчитывают по формуле
где Т2Т – момент на колесе тихоходного вала Т2Т = Tвых = 672Нм; uб – передаточное число быстроходной ступени редуктора uб = 669; uТ – передаточное число тихоходной ступени редуктора uТ = 324; hзац – КПД зацепления hзац = 097; hП – КПД подшипника hП = 099
Вращающий момент на шестерне полушеврона быстроходной передачи Т1б рассчитывают по формуле
Вращающий момент на колесе полушеврона быстроходной передачи Т2б рассчитывают по формуле
Вращающий момент на шестерне тихоходной передачи Т1Т рассчитывают по формуле
6.2.Определение частот вращения валов
Частота вращения быстроходного вала
n1б = nэ = 1432 обмин
Частота вращения промежуточного вала
n1Т = n2б = n1биб = 1432669 = 21405 обмин
Частота вращения тихоходного вала
n2Т = n1ТиТ =21405324 = 6607 обмин
6.3.Определение окружных скоростей в зацеплении
Окружную скорость в зацеплении быстроходной передачи Vб определяют по формуле
где D1б – диаметр шестерни быстроходной ступени D1б = 299мм
Окружную скорость в зацеплении тихоходной передачи Vб определяют по формуле
где D1Т – диаметр шестерни тихоходной ступени D1Т = 7547мм
6.4.Определение усилий в зацеплениях быстроходной и тихоходной ступенях
Расчёт усилий на шестерне быстроходной передачи
Окружная сила Ft1(б) рассчитывается по формуле
Радиальная сила Fr1(б) рассчитывается по формуле
где αw – угол зацепления или угол профиля начальный; αw = 20º – угол наклона зубьев косозубой передачи = 29592º
Осевая сила Fа1(б) рассчитывается по формуле
Расчёт усилий на колесе быстроходной передачи
Окружная сила Ft2(б) рассчитывается по формуле
Радиальная сила Fr2(б) рассчитывается по формуле
Осевая сила Fа2(б) рассчитывается по формуле
Расчёт усилий на шестерне тихоходной передачи
Окружная сила Ft1(Т) рассчитывается по формуле
Радиальная сила Fr1(Т) рассчитывается по формуле
Расчёт усилий на колесе тихоходной передачи
Окружная сила Ft2(Т) рассчитывается по формуле
Радиальная сила Fr2(Т) рассчитывается по формуле
Проверочный расчёт на прочность зубьев зубчатой передачи в тихоходной и быстроходной ступенях редуктора
1.Назначение материала и термообработки зубчатых колёс
Материал и термообработку зубчатых колёс назначается [1 таб 8.8]
В быстроходной передаче:
В тихоходной передаче:
2.Определение допускных контактных и изгибных напряжений
2.1.Определение допускных контактных напряжений
Допускные контактные напряжения [H] рассчитываются по формуле [1 формула 8.55]
где - предел выносливости; SH – коэффициент безопасности SH = 11 [1 с.146] т.к. у материала колеса и шестерни передачи однородная структура; ZN – коэффициент долговечности.
Предел выносливости рассчитывают по формуле [2 таблица 8.9]
Коэффициент долговечности ZN вычисляют по формуле [1 формула 8.59]
где NHG – абсцисса точки перелома кривой усталости NHGк(б) = 17106 NHGш(б) = 18106 NHGк(Т) = 25106 NHGш(Т) = 26106 [1 рис. 8.40]; NHE – циклическая долговечность.
Циклическую долговечность NHE вычисляют по формуле [1 формула 8.60]
где с – число пар колёс участвующих в зацеплении с = 1; n – частота вращения соответствующего вала
NHEш(б) = 60 1432 1 3125 = 2685106
NHEк(б) = 60 21405 1 3125 = 401106
NHEш(Т) = 60 21405 1 3125 = 401106
NHEк(Т) = 60 6007 1 3125 = 124106
2.2.Определение допускных изгибных напряжений
Допускные контактные напряжения [F] рассчитываются по формуле [1 формула 8.7]
где - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба = 18HB [1 таблица 8.9]; - коэффициент безопасности = 175 [1 таблица 8.9]; - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки = 1 т.к. нагрузка односторонняя; - коэффициент долговечности.
Коэффициент долговечности рассчитывают по формуле [1 формула 8.68]
где = 4106 для всех сталей[1 с.152]; - эквивалентное число циклов.
Эквивалентное число циклов рассчитывают по формуле [1 формула 871]
где KFE - коэффициент учитывающий режим нагружения KFE =014 [1 таб. 8.10]; NΣ =NHE
3.Определение фактических контактных и изгибных напряжений
3.1.Определение расчетных контактных напряжений
Так как шестерня является более нагруженной а именно испытывает больше циклов нагружения то проводим расчеты по ней.
Расчётные контактные напряжения для быстроходной ступени (косозубой) определяют по формуле [1 формула 8.29]
где Z H - коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям;
KH - коэффициент расчетной нагрузки KH = K H K H v; K H - коэффициент концентрации нагрузки K H =118 (учитывая bd =) [1 рисунок 8.15]; K H v- коэффициент динамической нагрузки K H v=103 [2 таблица 8.3]; T - вращающий момент на шестерне полушеврона быстроходной передачи Т = Т1б = 168Нм; Епр – модуль упругости Епр = 2110 5МПа; dw – диаметр шестерни косозубой передачи dw = d1б = 299мм; bw – ширина зубчатого венца в косозубой передаче bw = bwб = 697мм; и – передаточное число быстроходной ступени и = иб = 669.
Коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям Z H рассчитывают по формуле [1 формула 8.28]
где KH α- коэффициент учитывающий неравномерность нагрузки в зацеплении двух пар зубьев в косозубой передаче из-за погрешностей в изготовлении KH α = 113 [1 таблица 8.7]; α- коэффициент торцевого перекрытия.
В нашем случае окружная скорость в косозубой передаче не превышает 4мс а в прямозубой передаче 2мс поэтому степень точности выбираем 9 [1 таблица 8.2];
Коэффициент торцевого перекрытия α рассчитывают по формуле [1 формула 8.25]
α= [188 -32(1z1 1z2)]cos
где знак «+» для внешнего а «-» для внутреннего зацепления; z1 – число зубьев на шестерне косозубой передачи z1 = 13; z2 – число зубьев на колесе косозубой передачи z2 = 87.
α= [188 -32(113 + 187)]cos29592 = 139.
Таким образом обеспечивается необходимая прочность по контактным напряжениям в зацеплении зубьев быстроходной передачи более того ступень является недогруженной т.к. имеет большой запас прочности. Чтобы ступень работала более эффективно уменьшу ширину зубчатого венца до bw б = 46мм. Тогда bd = K H =11
Расчётные контактные напряжения для тихоходной ступени (прямозубой) рассчитывают по формуле [1 формула 8.10]
где KH = K H K H v; K H = 101 (учитывая bd =); K H v = 105; Т = Т1Т = 21574Нм;
Епр = 2110 5МПа; dw = d1Т = 7547мм; bw = bwТ = 61мм; и = иТ = 324.
Таким образом необходимая прочность по контактным напряжениям в зацеплении зубьев тихоходной передачи не обеспечивается т.к. не имеет запаса прочности . Чтобы обеспечить работоспособность ступени увеличу ширину зубчатого венца до bw Т = 67мм. Тогда bd = K H =106.
3.2.Определение расчетных изгибных напряжений
Расчётные изгибные напряжения для быстроходной ступени (косозубой) рассчитывают по формуле [1 формула 8.32]
где - коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба; - коэффициент расчётной нагрузки; = ; - коэффициент учитывающий форму зуба; = bw б = 46мм; - модуль зуба = .
Коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба рассчитывают по формуле [1 формула 8.34]
где - коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев = 135[1 таблица 8.7]; - коэффициент учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии к основанию зуба и неравномерного распределения нагрузки[1 с.129]; α= [188 -32(113 + 187)]cos29592 = 139 [c.13]
Коэффициент расчётной нагрузки рассчитывают по формуле
где K F v- коэффициент динамической нагрузки K F v=108 [2 таблица 8.3]; K F –коэффициент концентрации нагрузкиK F =10.1 (учитывая bd =) [1 рисунок 8.15].
Коэффициент учитывающий форму зуба рассчитывают по формуле
где = 13cos229592 = 1977; х – смещение х = 0341
Таким образом обеспечивается необходимая жёсткость по изгибным напряжениям в зацеплении зубьев быстроходной передачи т.к.
Расчётные изгибные напряжения для тихоходной ступени (прямозубой) рассчитывают по формуле [1 формула 8.19]
где ; ; = 371 [1 рис. 8.20]; = .
Таким образом обеспечивается необходимая жёсткость по изгибным напряжениям в зацеплении зубьев тихоходной передачи т.к.
3.3.Вывод о работоспособности передач редуктора
Расчеты показали что при заданном режиме эксплуатации тихоходная и быстроходная ступени обеспечивают необходимую прочность и долговечность по контактным напряжениям и жёсткость по напряжениям изгиба.
Эскизное проектирование
1.Проектные расчёты валов
1.1.Определение диаметров валов
Диаметры валов определяют (назначают) следующими формулами [2 с.45] и согласовывают с номинальными линейными размерами [2 с.452] а также с диаметрами подшипников [2 с.459]
Согласовываем с диаметром электродвигателя [2 с.457]
Диаметр подшипника находят по формуле
где tкон(tкон) – высота заплечника [2 с.46] tкон = 2мм.
Диаметр буртика подшипника dБП находят по формуле
где r – координата фаски подшипника [2 с.46] r = 25мм.
dБП ≥ 36 + 325 = 435мм
Диаметр вала под колесо dк = dБП = 45мм
Диаметр буртика колеса определяют по формуле
где f – размер фаски колеса f = 16
dБК ≥ dК + 3f = 45+316 = 498мм
d ≥ (5 6) ; d = 50мм
dП ≥ d + 2tцил = 58мм; dП = 60мм
dБП ≥ dП + 3r = 69мм; dБП = 70мм
1.2.Вопрос о назначении вала – шестерни в тихоходной передаче
Рассмотрим сечение шестерни на валу в тихоходной передаче
Условие назначения вала-шестерни:
где df – диаметр впадин шестерни; t2 = 43мм [2 таблица 24.29]; m – модуль зубьев m = 3
Диаметр впадин рассчитывают по формуле [2 с.23]
условие не выполняется т.е. назначаю вал-шестерню
2.Определение расстояний между деталями
Расстояния между деталями редуктора определяют по следующим формулам [2 с.48-50]
3.Выбор типа подшипников
На быстроходном валу
Назначаю шариковые радиальные однорядные подшипники 207 ГОСТ 8338-75 [2 с.50-51; таблицы 24.10 24.13]
На промежуточном валу
Промежуточный вал назначаю плавающим для эффективной работы разнесённой шевронной передачи.
Назначаю роликовые радиальные подшипники с коротким цилиндрическим роликом 2207 ГОСТ 8328-75.
Назначаю шариковые радиальные однорядные подшипники 207 ГОСТ 8338-75
4.Проработка концевых участков входного и выходного валов
Назначаю концевые участки валов [2 с.475]
Конец вала быстроходной ступени по ГОСТ 12081-72
Номинальный диаметр d
Конец тихоходного вала цилиндрический по ГОСТ 12080-66
5.Расчёт некоторых длин валов и диаметров колёс и шестерен
Длину промежуточного участка тихоходного вала рассчитывают по формуле [2 с.53]
Длину промежуточного участка быстроходного вала рассчитывают по формуле [2 с.53]
Диаметры вершин шестерен и колёс
Конструирование узла промежуточного вала
1.Расчёт ступицы колеса быстроходной передачи назначение выточек колёс и шестерни определение форм колёс
Ширину ступицы рассчитывают по формуле [2 с. 68 69]
Ширина зубчатого венца bwT = 46мм что больше lст следовательно колесо не будет иметь ступицы т.е. lст = bwT = 46мм. Во избежание неполного взаимодействия шестерни и колеса возьму bwTш = bwT + 4мм.
Так как диаметр шестерни быстроходной ступени d1(б) = 7547мм меньше 80мм то выточки на ней не выполняются.
Глубину выточек шевронных колёс назначаю равной 2мм.
Ширину торцов зубчатого венца S примем равной значению выражения:
S = 22 m + 005bw(б) = 7мм.
Фаски острых кромок f торцов ступиц назначаю 4мм у колёс быстроходной передачи и 2мм у шестерни тихоходной.
Sст = 05(dст-d) = 115мм
2.Проработка опоры вала.
Внутренние кольца подшипников закреплены на валу а наружные в корпусе. Осевое плавание вала обеспечивается тем что внутренние кольца подшипников с комплектом роликов могут смещаться в осевом направлении относительно неподвижных наружных колец. Осевое плавание вала происходит в процессе его вращения при этом сила необходимая для его перемещения очень мала. На валу шарик фиксируется наружным пружинным кольцом и втулкой а в корпусе – крышкой и внутренним кольцом.
Назначаю наружные кольца пружинные упорные плоские
Кольца 35 ГОСТ 13942 – 86
Назначаю внутренние кольца упорные плоские
Назначаю крышку подшипника
b = 5мм [2 таблица 7.10]
= (09 1); 1 = 6мм [2 с.171]
l = b = 5мм+65мм(чтобы габаритные размеры узла промежуточного вала соответствовали нормальным линейным размерам по ГОСТ 6636-69)
3.Конструирование соединения вал-ступица
Для передачи вращающего момента чаще всего применяют призматические шпонки [2 с.83-84]
Назначаю шпонку 14х9х36 ГОСТ 23360-78
Расчёт промежуточного вала на статическую прочность
1.Составление расчётной схемы
l2 = l1+bw(б)2+c bw(T)2=
=455+23+5+335 = 107мм
l3 = l2+bw(б)2+c bw(T)2=
2.Расчетная схема нагружения вала в вертикальной плоскости и определение реакций опор и эпюр изгибающих моментов
Fa = Fa(б) - Fa(б) = 0;
Tu = Fa(б) dкб2 = 61910005 = 6193 Hм
момА = - Fr(б) l1+ Fr(T) l2 - Fr(б) l3 - Tu + Tu - RBв l4 = 0
RBв = (Fr(T) l2 - Fr(б) (l1 + l2))l4 = 12(Fr(T) - Fr(б) =20802 – 456 = 584H
TIв = TIIIв = - RAв l1 = -584 455 10-3 = -2657 Hм
TIв = TIIIв = - TIв + Tu = 3536 Hм
TIIв = -RAв l2 - Fr(б) (l2 - l1) + Tu = -6249 – 2804 + 6193 = -286Hм
3. Расчетная схема нагружения вала в горизонтальной плоскости и определение реакций опор и эпюр изгибающих и крутящих моментов
момА = 0 - Ft(б) l1- Ft(T) l2 – Ft(б) l3 + RBг l4 = 0
RBг = (Ft(б) l4 + Ft(Т) l2) l4 = 12Ft(T) + Ft(б) = 39475Н
TIг = TIIIг = RAг l1 = 17961 Hм
TIIг = RAг l2 - Ft(б) (l2 - l1) = 4224 – 67 = 3554Hм
4.Определение суммарного изгибающего момента с суммарных реакций в опорах
На данном валу можно выделить два опасных сечения I(III) и II так как в них изгибающие моменты имеют наибольшие значения и потому в этих местах на валу имеются концентраторы напряжения: шпоночное соединение и шестерня нарезанная на валу.
TuI = TuIII = = 1816H;
5.Определение фактического запаса прочности вала
Запас сопротивления усталости определяют по формуле [1 с.264]
где - запас сопротивления усталости только по изгибу - только по кручению [1 формула 15.4]
и - пределы выносливости [1 формула 15.6]
= (04 05) в = в = 700 вал ст45 = 315 МПа;
= (02 03) в = 175 МПа;
и - амплитуды переменных составляющих циклов напряжений [1 формула 15.5]
= М(01d3) = TuI(01dв3) = dв = 45мм = 464 МПа;
= 05TКР(02d3) = 299МПа;
и - постоянные составляющие[1 с.264]
и - коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости =05; =0;
и - масштабный фактор и фактор шероховатости [1 рис.15.5] = 06 т.к при наличии концентраторов напряжений; = 093 т.к. обточка чистовая;
и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении [1 таблица 15.1] = 17; = 14;
При заданном нагружении вал обеспечивает необходимую прочность так как S = 222 ≥ 15 и не требует дополнительных расчётов на жёсткость.
Проверочный расчёт подшипников промежуточного вала
Расчёт подшипников производят по формуле [1 формула 16.21]
где L – ресурс млн. об.; P – эквивалентная нагрузка; p=103 для роликовых подшипников;
Эквивалентная нагрузка рассчитывается по формуле [1 формула 16.23]
где Fr и Fa – радиальная и осевая нагрузки Fr = 39905Н Fa = 0; X и Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок Х = 1 [1 таблица 16.4]; Кб – коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки Кб = 11 [1 таблица 16.3]; КТ - температурный коэффициент КТ =1 т.к. режим работы до 100 оС.
P = (139905+0)111 = 438955Н
Установленный подшипник при заданном нагружении обеспечивает необходимую долговечность т.к расчётная динамическая грузоподъёмность С = 133кН меньше табличной С = 319кН
Проверочный расчёт шпоночного соединения
Условие прочности шлицевого соединения имеет вид [1 с.76]:
по данным п. 4.3 имеем:
lp = l-b = 39-14 = 22мм
Таким образом условие прочности выполняется
Список использованной литературы:
Иванов М.Н. Детали машин. Учебник для вузов. Издание четвёртое переработанное. Издательство «Высшая школа». Москва 1984. – 335с.
Лёликов О.П. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. Учебное пособие для студентов технических специальностей вузов. Восьмое издание. Издательский центр «Академия». Москва 2004. – 496с.

Эскиз.cdw