Проверка долговечности подшипников качения

      Проверяем статическую прочность вала.

      Для двигателя АИР132М4 отношение максимального  вращающего момента к номинальному T_max/T = 2,2 [1,табл. 24.9], следовательно, К_п = 2,2.

      Нормальные  напряжения σ в сечении I-I :

      

 МПа,

      где M_max – наибольший суммарный изгибающий момент

      

Н·мм;

      Касательные напряжения τ в сечении I-I :

      

 МПа,

      где T_кmax – наибольший крутящий момент,

      T_кmax = 10³ ·K_п · Т₁ = 10³ · 2,2 · 232,7 = 511940 Н·мм.

      Коэффициент S_Tσ запаса прочности по нормальным напряжениям:

      

.

      Коэффициент S_Tτ запаса прочности по касательным напряжениям:

      

.

      Общий коэффициент S_Т запаса прочности по пределу текучести:

      

;

      полученное  значение S_T  также превышает минимально допустимое значение [S_T] = 1,3…2,0.

      Коэффициенты  запаса прочности в опасных сечениях значительно превосходят минимально допустимые значения, следовательно, расчет на жесткость не требуется.

 

      6. Расчет соединений вал-ступица. 

      6.1. Подбор посадки с натягом. 

      Среднее контактное давление, МПа:

      

,

      где К= 2- коэффициент запаса сцепления;

         Т =270,6- вращающий момент на колесе.

         d=48 - диаметр соединения, мм.

         l=53 – длина сопряжения, мм.

         f=0,08 – коэффициент сцепления.

      

 

      Деформация  деталей, мкм:

      

,

      где E – модуль упругости, для стали – МПа [1, стр. 89].

          , - коэффициенты жесткости:

         

;

         

;

          - коэффициент Пуассона, для стали  – 0,3 [1, стр. 89].

      Поправка  на обмятие микронеровностей, мкм:

      

,

      где и - средние арифметические отклонения профиля поверхностей [1, табл. 22.2].

      Минимальный натяг, мкм, необходимый для передачи вращающего момента:

      

.

      Максимальный  натяг, мкм, допускаемый прочностью деталей:

      

.

      Здесь - максимальная деформация, мкм, допускаемая прочностью деталей:

      

.

      Где - максимальное давление, допускаемое прочностью охватывающей или охватываемой детали, меньшее из двух:

      

;

      Для сплошного вала

= = 630.

      Здесь и - предел текучести охватывающей и охватываемой детали, равен для обоих деталей 630 МПа.

      По  значениям  и выбираем посадку, удовлетворяющую условиям  ; . Принимаем ; [1, табл. 6.3].

      Сила  заприсовки, Н:

      

,

      где - давление от натяга выбранной посадки, МПа:

      

.

       - коэффициент сцепления при  заприсовки, для сталь-сталь он  равен 0,2 [1, стр. 90]. 

      5.2. Расчет шпонок. 

      Шпонки  выбираем призматические со скругленными концами. Для каждого диаметра вала определяем размеры поперечного сечения шпонки по ГОСТ 12081-72. Посадки шпонок выбираем согласно ГОСТ 23360-78, получим .

      Шпонки  проверяем по напряжению смятия, МПа [5] :

      

,

      где - допускаемое напряжение смятия, равное 120 МПа. - рабочая длина шпонки.

      Быстроходный  вал: Т = 70,1 Н·м, d = 36 мм, = 50 мм, h = 6 мм, t = 3,5 мм.

      

.

      Тихоходный  вал: Т = 232,7 Н·м, d = 36 мм, = 50 мм, h = 6 мм, t = 3,5 мм.

      

.

 

      7. Проверка долговечности подшипников качения. 

      7.1. Быстроходный вал.  

      Для принятых подшипников находим [1, табл. 24.10]: C_r = 32,0 кН, C_0r = 17,8 кН,     d = 40 мм, D = 80 мм, D_w = 12,7 мм, α = 0⁰ .

      Силы  действующие на подшипники определены при расчете вала (П.6): 737 Н; 1092,6 Н. Эквивалентные нагрузки вычисляются по формуле:

      

Н,

      

Н.

      Дальнейший  расчет выполняем для наиболее нагруженного подшипника.

      Отношение:

      

,

        где  .

      По  этому отношению находим коэффициент  , который равняется 13,7 [1, табл. 7.3].

      Коэффициент осевого нагружения равен 0. Так как у нас прямозубая передача и осевая сила равна нулю. Принимаем Х = 1, Y = 0.

      Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н:

      

Н,

      где - коэффициент зависящий от характера нагрузки, равен 1, при спокойной нагрузке без толчков [1, табл. 7.6]. =1 ( ) [1, стр.122].

      Расчетный скорректированный ресурс подшипника при а₁ = 1 (вероятность безотказной работы 90%) [1, табл. 7.7], а₂₃ = 0,7 ( обычные условия применения) [1, стр.119],      k = 3 (шариковый подшипник).

      

ч.

      Так как расчетный ресурс больше требуемого (576377.205> 18000), то назначенный подшипник 208 пригоден. При требуемом ресурсе надежность выше 90%. 

      7.2. Тихоходный вал. 

      Для принятых подшипников находим [1, табл. 24.10]: C_r = 32,0 кН, C_0r = 17,8 кН,     d = 40 мм, D = 80 мм, D_w = 12,7 мм, α = 0⁰ .

      Силы  действующие на подшипники определены при расчете вала (П.6): Н; Н. Эквивалентные нагрузки вычисляются по формуле:

      

Н,

      

Н.

      Дальнейший  расчет выполняем для наиболее нагруженного подшипника.

      Отношение:

      

,

        где  .

      По  этому отношению находим коэффициент  , который равняется 14,1                [1, табл. 7.3].

      Коэффициент осевого нагружения равен 0. Так как  у нас прямозубая передача и осевая сила равна нулю. Принимаем Х = 1, Y = 0.

      Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, Н:

      

Н,

      где - коэффициент зависящий от характера нагрузки, равен 1, при спокойной нагрузке без толчков [1, табл. 7.6]. =1 ( ) [1, стр.122].

      Расчетный скорректированный ресурс подшипника при а₁ = 1 (вероятность безотказной работы 90%) [1, табл. 7.7], а₂₃ = 0,7 (обычные условия применения) [1, стр.119],      k = 3 (шариковый подшипник).

      

ч.

      Так как расчетный ресурс больше требуемого (21042 > 18000), то назначенный подшипник 209 пригоден. При требуемом ресурсе надежность выше 90%.

 

      8. Расчет муфты

     Предохранительная Муфта со срезным штифтом

     В зависимости от передаваемого валом момента по [3,табл.6.4] выбираем основные размеры  места расположения передохранительного элемента муфты.

     Проверка  размеров муфты сводится к определению величины вращающего момента ограничиваеммого муфтой

     

     , где А – площадь попересного сечения штифта

      - коэффициент пропорциональности

      - предел прочности или растяжении  металла

     R – радиюс расположения штифта. 
 

     Определение диаметра штифта

     

 

     Список  используемой литературы

1. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. Пособие  для студ. техн. Спец. Вузов / П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов. – 8-е изд., перераб. И  доп. – М.: Издательский центр “Академия”, 2004.-496 с.
2. Благовестный А.С., Мусиенко С.С. Передача клиновыми ремнями: Методические указания. Новочеркасск ЮРГТУ, 2004 -12с
3. Ряховский О. А.,Иванов С. С. Справочник по муфтам. – Л.: Политехника, 1991.-384л.

 

 
 
 
 
 
 
 
 
 

  ПРИЛОЖЕНИЕ  А