Машиностроение \ Детали машин

Определение фактического коэффициента запаса прочности штока паровой машины, проверка условия прочности для данного штока, страница 8

где  - максимальное напряжение при кручении,  - допускаемое напряжение при кручении, Н/мм2.

 находим по формуле

=,                                                           (3.38)

где Wp – полярный момент, мм3.

Wp для круглого сплошного сечения определяется как Wp=0,2d.

Тогда формула для нахождения диаметра вала dB имеет вид

                                                         (3.39)

Выбираем  равное =15 Н/мм2  [4, c.161].

Тогда, подставляя численные значения в выражения (3.39), имеем

мм.

Тогда dB из стандартного ряда dB= 52мм [4, c.162].

Используя соотношение , выбираем диаметр вала под зубчатым колесом равный dВП=62 мм. Выбираем dВП из стандартного ряда [4,c.162]. dВП=65мм. dВК= dВП +3=66мм. Из стандартного ряда выбираем dВК=70мм.

Таким образом, dВ=52мм, dВП=65мм, dВК=70мм.

3.4.2. Выбор и проверочный расчет подшипников качения

Задачей раздела является выбор стандартных подшипников качения, и проверка их на долговечность по динамической грузоподъемности.

Критерии выбора:

а) диаметр вала, на который устанавливаются подшипники качения;

б) направление воспринимаемых нагрузок;

в) стоимость подшипника и его монтажа.

Выбираем стандартный радиально-упорный шариковый подшипник качения средней серии №46310, так как:

а) диаметр вала под подшипник dвп=55мм;

б) на валу установлено косозубое колесо;

в) через вал на подшипник от косозубого колеса передаются радиальные и осевые силы;

г) шариковый подшипник не требует высокой точности монтажа.

Для расчета долговечности подшипника определим действующие на него силы.

Составим общую силовую  схему узла привода.

Общая силовая схема узла привода, γ=180◦

Рис. 3.2

Определим внешние силы, указанные на рис. 3.2.

Выражение для определения окружной силы Ft имеет вид

.                                                       (3.40)

Тогда

Радиальная сила Fr2 в косозубой передаче определяется по формуле

                           (3.41)

Осевую силу Fa2 найдем как

                                   (3.42)

Радиальная сила Fr3 в прямозубой передаче находится из выражения

                              (3.43)

Определим радиальные реакции в опорах второго вала.

Y
 
Силовая схема промежуточного вала

Рис. 3.3

Размеры l1, l2, l3 определились при конструировании и равны l1=88мм, l2=60мм, l3=60мм.

Реакции RA и RB в опорах определяется как

                                              (3.44)

Составим уравнение моментов относительно точки А в вертикальной плоскости

                            (3.45)

Таким образом, из выражения (3.45) получаем RBy равное

Составим уравнение моментов относительно точки B в вертикальной плоскости

                    (3.46)

RAy равно

Составим уравнение моментов относительно точки А в горизонтальной плоскости

                                  (3.47)

Выражая из формулы (3.47) RBx, получаем

Составим уравнение моментов относительно точки В в горизонтальной плоскости

                         (3.48)

Определяем RAx как

Проверим найденные реакции. Составим уравнения равновесия в горизонтальной и вертикальной плоскостях

Полученное отклонение не превышает допускаемого значения погрешности в 1-2%. Таким образом, подставляя численные значения в выражение (3.44), получаем

Определим расчетный ресурс выбранных подшипников качения №46310

ГОСТ 831-75 [3, c.12].

Вид разрушения – усталостное выкрашивание.

Критерий расчета – контактная выносливость.

Ресурс подшипников рассчитывается по формуле [6, с.7]

                                            (3.49)

где Lh – ресурс подшипника, час; n2 – частота вращения вала 2, об/мин; С – динамическая грузоподъемность, Н; RE – нагрузка подшипника, Н; m – показатель кривой выносливости, m=3 [6, с.6].

Скачать файл