ному випадку для вала - черв'яка, викликана нарізкою різьблення черв'яка)
Напруження згину:
Напруження кручення:
Напруження розтягування:
Еквівалентні напруги в небезпечному перерізі «С-С»:
Допустимі напруги вигину для матеріалу в небезпечному перерізі:
8. Перевірочний розрахунок підшипників ведучого вал?? редуктора
Здвоєні радіально - наполегливі конічні роликопідшипники для нерухомої опори і радіальний однорядний шарикопідшипник для «плаваючою» опори вала - черв'яка.
Вихідні дані для розрахунку: радіальні навантаження на опори
Попередньо намічаємо: для опори 2 підшипники серії +7310 А, у якого (ГОСТ 27365-87); для опори 1 радіальний однорядний шарикопідшипник серії 310 (ГОСТ 8338-75)
Перевірочний розрахунок здвоєного радіально-упорного роликопідшипника опори 2
Осьова складова від радіального навантаження
Осьова навантаження на підшипники
Оскільки, то все навантаження буде сприймати тільки правий підшипник опори 2. У цьому випадку величину динамічної вантажопідйомності здвоєного підшипника слід приймати як для однорядного (
Еквівалентна динамічне навантаження
При обертанні внутрішнього кільця підшипника кінематичний коефіцієнт:
Температурний коефіцієнт:
;
;
Так як
Перевіряємо довговічність підшипника:
Вибрані підшипники +7310 А підходять, тк
Перевірочний розрахунок радіального однорядного шарикопідшипника «плаваючою» опори 1
Висновок
У результаті розрахунків отримані наступні результати:
діаметри циліндрів 155 і 115 мм
клапани ЛУ70-0,4 і ЛУ110-1,0
Посадочні діаметри клапанів і діаметри циліндрів залишилися без зміни. Однак в конструкцію клапанів внесені зміни:
в клапані ЛУ70-0.4 змінена товщина пластин від 0,6 мм до 0,2 мм, зменшена висота підйому центральної точки пластини від 2,7 мм до 1,53 мм.
в клапані ЛУ110-1.0 змінена товщина пластин від 0,6 мм до 0,5 мм, зменшена висота підйому центральної точки пластини від 2,7 мм до 1,18 мм
У результаті змін отримана прийнятна діаграма переміщення пластин, тобто: швидкості зіткнення пластин задовольняють вимогам, втрати потужності менше допустимих. Дані про втрати потужності і швидкості зіткнення наведені в таблиці 4, 5, 6.
За отриманою величиною продуктивності компресора, при нормальних умовах, рекомендованими базами були У- і Ш-образна бази. Крім того, в якості допустимих пропонувалися Р, М і др.тіпи баз.
Оскільки до конструкції проектованого компресора не висувалося специфічних вимог, для розрахунку була обрана база 3Ш. Обрані діаметри циліндрів відповідають розмірному ряду даної бази.
Список літератури
Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П. Конструювання вузлів і деталей машин: Навчальний посібник для техн. Спец. Вузів.- М .: Видавничий центр «Академія», 2010. - 496 с.
Чернілевський Д.В. Деталі машин. Проектування приводів технологічного обладнання: Навчальний посібник для вузів.- М .: Машинобудування, 2009. - 560 с.
М/у. Розрахунок черв'ячних передач. Упоряд. Аввакумов М.В. Коновалов А.Б .; ГОУВПО СПбГТУ РП. СПб., 2004. 30 с.
М/у Вибір і розрахунок підшипників кочення. Упоряд. Аввакумов М.В. ЛТИ ЦПП. Ленінград., 1982. 35 с.
М/у кінематичні розрахунки приводів машин. Упоряд. Кириленко А.Л. Аввакумов М.В .; ГОУВПО СПбГТУРП. СПб., 2008. - 27 с.
