Нужно напечать курсовую до завтра! Срочно!

кНРазмеры, ммСrСor309451002537,126,2311551202954,941,8315151603787,371,4]Глубина гнезда подшипника , для подшипника 315+В=37 мм;=1,5*37=55,6 мм, примем =56 ммТолщину фланца крышки подшипника принимаем примерно равной диаметру d0отверстия в этом фланце 14 мм8. Проверка долговечности подшипника8.1. Ведущий вал (рис.8.1)Из предыдущих расчетов имеем:,Из первого этапа компоновки=100 мм,=208 ммСтроим опоры изгибающих моментов.В вертикальной плоскости ХZ. Определяем опорные реакцииRxA RxAA C B Ft=100 мм =208 мм=0=0 Проверяем правильность определения реакций=0 -1738,44-3615,96+5354,4=0Строим опору изгибающих моментов, для чего определяем их значения в характерных сечениях валаВ плоскости УZRуAFrRуAA C B da1/2 Fa=100 мм =208 ммОпределяем опорные реакции=0=0Проверка -1475.46+1991.46-515.99=0Строим опору изгибающих моментов для чего определяем их значения в характерных сечениях валаМА =0МВ =0По полученным характерным точкам строим опору Нв (Рис.8.1)Строим опору крутящих моментовМк=Т2=184,41 нмОпределим суммарные радикальные опорные реакции для опор А и В.Опора ОпораВ Опора А является более нагруженной и по ней ведем дальнейший расчет (подбор) подшипника.По условию работы подшипникового узла намечаем для обоих опор наиболее дешевый шариковый радиальный подшипник 309 динамическая грузоподъемность Сrтаб = 37,1 кН Рис.8.19. Подбор типа и размеров стандартного шпоночного соединения зубчатого колеса с валомДиаметр вала d3 = 60 мм, длина ступицы , соединение передает момент Т3=569,04 нм при спокойной нагрузке.Для соединения вала с колесом принимаем призматическую шпонку со скругленными торцами.По табл.69 [2] для диаметра вала d = 60 мм принимаем замеры сечения шпонки в=18 мм, h=11 мм, глубина паза t= 7 мм, Рабочая длина шпонкиДля стальной ступицы при спокойной нагрузке принимаем Проверяем принятое шпоночное соединение на смятие, что удовлетворяет условию Размеры сечений призматических шпонок и пазов для ведущего, промежуточного и ведомого вала сведены в табл.9.1Табл.9.1МмДиаметр валаСечение шпГлубина пазавnt1t23610853,360181174,480221495,47120127,54,910. Уточненный расчет валовВ соответствии с формой вала и опорами Мизг и Мк предположительно опасными сечения вала, подлежащими проверки на сопротивление усталости являются сечения I-I,II-IIи III-III, в который имеются концентраторы напряжений и возникают наибольшие моменты.Определяем коэффициент запаса прочности в сильно нагруженном сеченииII-II, в котором концентрация напряжений обусловлена наплавкой с галтелью и посадкой внутреннего кольца подшипника с натягом.Определяем изгибающие моменты в сечении II-IIСуммарные изгибающие моментыСогласно опоре крутящих моментов=184,41 нмОпределяем напряжения в сечении В сечении нормальные напряжения изменяются по симметрическому циклу с амплитудой Напряжение кругления=7,2 МПаПринимаем концентрацию напряжений от посадки внутреннего кольца подшипника ; - для шлифованной посадочной поверхности поверхность вала не упрочняетсяКоэффициент концентрации напряжений вала в сеченииII -IIПределы выносливости вала в сечении II -IIРасчетный коэффициент запаса сопротивления усталости вала в сечении II -IIСопротивление усталости вала в сечении II–II обеспечивается.Сечение III-IIIСопротивление усталости вала в сеченииIII–III обеспечивается.11. Посадка подшипников, зубчатых колес, шкивовПосадки назначаем, руководствуясь указаниями, данными&9[2].Внутренние кольца шарикоподшипников устанавливаем на валы с напряженной подшипниковой посадкой, наружные – со скользящей подшипников посадкой по 2-му классу точности.Зубчатые колеса насаживаем на вал с легкопрессовой посадкой по системе отверстия 2-го класса точности. Шкив переменной передачи для удобства демонтажа подшипника при его смене устанавливаем на валу со скользящей посадкой по системе отверстия 3-го класса точности.Литература1. Проектирование механических передач. М.»Машиностроение» 1976.2. С.А. Чернавский и др. Курсовое проектирование деталей машин М. «Машиностроение» 19793. И.Г. Куклин, Г.С. Куклина «Детали машин» М.1984