Проверка долговечности подшипников

⇐ ПредыдущаяСтр 7 из 7

При заданном режиме работы III (средний нормальный), стр. 16[2], рис. 2.3 коэффициент эквивалентности нагрузки равен KE = 0,56 (стр. 118[2]).

Й вал

Выбираем схему установки подшипников на валу враспор.

Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 1027310A средней серии со следующими параметрами:

d = 50 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 110 мм - внешний диаметр подшипника;

Cr = 99 кН - динамическая грузоподъёмность;

C0r = 72,5 кН - статическая грузоподъёмность.

Рис. 12.1. Роликоподшипник конический однорядный.

Максимальные длительно действующие на опоры радиальные силы:

FrA max = RA + RA(м1) = 1438,071 + 1056 = 2494,071 H; (12.1)

FrB max = RB + RB(м1) = 3768,213 + 528 = 4296,213 H. (12.2)

Здесь RA(м1) и RB(м1) - реакции опор от действия муфты. См. раздел пояснительной записки "Расчёт реакций в опорах".

Осевая сила, действующая на вал: Fa = -194,011 Н.

Проведём расчёт долговечности подшипника по опоре A.Эквивалентные нагрузки будут:

FrA = KE · FrA max = 0,56 · 2494,071 = 1396,68 H;

FrB = KE · FrB max = 0,56 · 4296,213 = 2405,88 H;

Fa1 = KE · Fa1max = 0,56 · (-194,011) = -108,646 H.

Fa2 = KE · Fa2max = 0,56 · (-194,011) = -108,646 H.

Для выбранного подшипника (по табл. 24.16[2]) соответствует e = 0,83.

Минимально необходимые осевые силы для нормальной работы однорядного конического роликоподшипника:

FaBmin = 0.83 · e · FrB = 0.83 · 0,83 · 2405,88 = 1657,411 Н;

FaAmin = 0.83 · e · FrA = 0.83 · 0,83 · 1396,68 = 962,173 Н;

Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 114[2]):

FaA = FaBmin - Fa = 1657,411 - 108,646 = 1766,057 Н;

FaB = FaBmin = 1657,411 Н.

Отношение 0,689 £ e; тогда примечанию к табл. 7.2[2] принимаем: X = 1; Y = 0.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

Рr = (Х · V · FrB + Y · Fa) · Кб · Кт, (12.3)

где - FrB = 2405,88 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,6 (см. табл. 7.6[2]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. стр. 117[2]).

Pr = (1 · 1 · 2405,88 + 0 · 1657,411) · 1,6 · 1 = 3849,408 H.

Расчётная долговечность, ч. (стр. 118[2]):

L10ah = a1 · a23 · = 1 · 0,65 · = 253484,522 ч. (12.4)

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85, здесь n1 = 727 об/мин - частота вращения вала, a1 = 1 - коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от надёжности (см. табл. 7.7[2]), a23 = 0,65 - коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств подшипника (стр. 119[2]).

Проверим выполнение условия Pr max £ 0.5 · Cr при наибольших значениях сил переменного режима нагружения. Минимально необходимые осевые силы для нормальной работы однорядного конического роликоподшипника:

FaBmin = 0.83 · e · FrBmax = 0.83 · 0,83 · 4296,213 = 2959,661 Н;

FaAmin = 0.83 · e · FrAmax = 0.83 · 0,83 · 2494,071 = 1718,166 Н;

Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 114[2]):

FaA = FaAmin = 3153,672 Н;

FaB = FaAmin + Fa = 1718,166 + 194,011 = 2959,661 Н.

Отношение 0,045 £ e; тогда по табл. 24.16[2]: X = 1; Y = 0.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

Рr max = (Х · V · FrBmax + Y · FAmax) · Кб · Кт =

= (1 · 1 · 4296,213 + 0 · 2959,661) · 1,6 · 1 = 6873,941 H.

Условие Pr max £ 0.5 · Cr выполнено: 6873,941 £ 0.5 · 99000 = 49500 Н.

Рассмотрим подшипник на опоре A.

Для выбранного подшипника (по табл. 24.16[2]) соответствует e = 0,83.

Минимально необходимые осевые силы для нормальной работы однорядного конического роликоподшипника:

FaAmin = 0.83 · e · FrA = 0.83 · 0,83 · 1396,68 = 962,173 Н;

FaBmin = 0.83 · e · FrB = 0.83 · 0,83 · 2405,88 = 1657,411 Н;

Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 114[2]):

FaA = FaBmin + Fa = 1657,411 + 108,646 = 1766,057 Н;

FaB = FaBmin = 1657,411 Н.

Отношение 1,264 > e; тогда по табл. 24.16[2]: X = 0,4; Y = 0,72.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

Рr = (Х · V · FrA + Y · Fa) · Кб · Кт, (12.5)

где - FrA = 1396,68 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,6 (см. табл. 7.6[2]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. стр. 117[2]).

Pr = (0,4 · 1 · 1396,68 + 0,72 · 1766,057) · 1,6 · 1 = 2928,373 H.

Расчётная долговечность, ч. (стр. 118[2]):

L10ah = a1 · a23 · = 1 · 0,65 · = 1861760,01 ч. (12.6)

FaAmin = 0.83 · e · FrAmax = 0.83 · 0,83 · 2494,071 = 1718,166 Н;

FaBmin = 0.83 · e · FrBmax = 0.83 · 0,83 · 4296,213 = 2959,661 Н;

Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 114[2]):

FaA = FaBmin + Fa = 2959,661 + 194,011 = 3153,672 Н;

FaB = FaBmin = 2959,661 Н.

Отношение 0,078 £ e; тогда по табл. 24.16[2]: X = 0,4; Y = 0,72.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

Рr max = (Х · V · FrAmax + Y · FAmax) · Кб · Кт =

= (0,4 · 1 · 2494,071 + 0,72 · 3153,672) · 1,6 · 1 = 5229,236 H.

Условие Pr max £ 0.5 · Cr выполнено: 5229,236 £ 0.5 · 99000 = 49500 Н.

Й вал

Выбираем схему установки подшипников на валу враспор.

Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 1027309A средней серии со следующими параметрами:

d = 45 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 100 мм - внешний диаметр подшипника;

Cr = 85,8 кН - динамическая грузоподъёмность;

C0r = 60 кН - статическая грузоподъёмность.

Рис. 12.2. Роликоподшипник конический однорядный.

Максимальные длительно действующие на опоры радиальные силы:

FrC max = 5164,761 H;

FrD max = 3961,927 H.

Осевая сила, действующая на вал: Fa = 776,06 Н.

Проведём расчёт долговечности подшипника по опоре C.Эквивалентные нагрузки будут:

FrC = KE · FrC max = 0,56 · 5164,761 = 2892,266 H;

FrD = KE · FrD max = 0,56 · 3961,927 = 2218,679 H;

Fa1 = KE · Fa1max = 0,56 · 776,06 = 434,594 H.

Fa2 = KE · Fa2max = 0,56 · 776,06 = 434,594 H.

Для выбранного подшипника (по табл. 24.16[2]) соответствует e = 0,83.

Минимально необходимые осевые силы для нормальной работы однорядного конического роликоподшипника:

FaCmin = 0.83 · e · FrC = 0.83 · 0,83 · 2892,266 = 1992,482 Н;

FaDmin = 0.83 · e · FrD = 0.83 · 0,83 · 2218,679 = 1528,448 Н;

Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 114[2]):

FaC = FaCmin = 1992,482 Н;

FaD = FaCmin + Fa = 1992,482 + 434,594 = 2427,076 Н.

Отношение 0,689 £ e; тогда примечанию к табл. 7.2[2] принимаем: X = 1; Y = 0.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

Рr = (Х · V · FrC + Y · Fa) · Кб · Кт, (12.7)

где - FrC = 2892,266 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,6 (см. табл. 7.6[2]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. стр. 117[2]).

Pr = (1 · 1 · 2892,266 + 0 · 1992,482) · 1,6 · 1 = 4627,626 H.

Расчётная долговечность, ч. (стр. 118[2]):

L10ah = a1 · a23 · = 1 · 0,65 · = 1005505,548 ч. (12.8)

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85, здесь n2 = 181,75 об/мин - частота вращения вала, a1 = 1 - коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от надёжности (см. табл. 7.7[2]), a23 = 0,65 - коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств подшипника (стр. 119[2]).

FaCmin = 0.83 · e · FrCmax = 0.83 · 0,83 · 5164,761 = 3558,004 Н;

FaDmin = 0.83 · e · FrDmax = 0.83 · 0,83 · 3961,927 = 2729,372 Н;

Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 114[2]):

FaC = FaCmin = 3558,004 Н;

FaD = FaCmin + Fa = 3558,004 + 776,06 = 4334,064 Н.

Отношение 0,15 £ e; тогда по табл. 24.16[2]: X = 1; Y = 0.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

Рr max = (Х · V · FrCmax + Y · FAmax) · Кб · Кт =

= (1 · 1 · 5164,761 + 0 · 3558,004) · 1,6 · 1 = 8263,618 H.

Условие Pr max £ 0.5 · Cr выполнено: 8263,618 £ 0.5 · 85800 = 42900 Н.

Рассмотрим подшипник на опоре D.

Для выбранного подшипника (по табл. 24.16[2]) соответствует e = 0,83.

Минимально необходимые осевые силы для нормальной работы однорядного конического роликоподшипника:

FaDmin = 0.83 · e · FrD = 0.83 · 0,83 · 2218,679 = 1528,448 Н;

FaCmin = 0.83 · e · FrC = 0.83 · 0,83 · 2892,266 = 1992,482 Н;

Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 114[2]):

FaC = FaCmin = 1992,482 Н;

FaD = FaCmin - Fa = 1992,482 - 434,594 = 2427,076 Н.

Отношение 1,094 > e; тогда по табл. 24.16[2]: X = 0,4; Y = 0,72.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

Рr = (Х · V · FrD + Y · Fa) · Кб · Кт, (12.9)

где - FrD = 2218,679 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,6 (см. табл. 7.6[2]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. стр. 117[2]).

Pr = (0,4 · 1 · 2218,679 + 0,72 · 2427,076) · 1,6 · 1 = 4215,946 H.

Расчётная долговечность, ч. (стр. 118[2]):

L10ah = a1 · a23 · = 1 · 0,65 · = 502417,122 ч. (12.10)

FaDmin = 0.83 · e · FrDmax = 0.83 · 0,83 · 3961,927 = 2729,372 Н;

FaCmin = 0.83 · e · FrCmax = 0.83 · 0,83 · 5164,761 = 3558,004 Н;

Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 114[2]):

FaC = FaDmin + Fa = 2729,372 + 776,06 = 3558,004 Н;

FaD = FaDmin = 4334,064 Н.

Отношение 0,196 £ e; тогда по табл. 24.16[2]: X = 0,4; Y = 0,72.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

Рr max = (Х · V · FrDmax + Y · FAmax) · Кб · Кт =

= (0,4 · 1 · 3961,927 + 0,72 · 4334,064) · 1,6 · 1 = 7528,475 H.

Условие Pr max £ 0.5 · Cr выполнено: 7528,475 £ 0.5 · 85800 = 42900 Н.

Й вал

Выбираем схему установки подшипников на валу с осевым фиксированием вала во F-й опоре, E-я опора плавающая.

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 118 особолегкой серии со следующими параметрами:

d = 90 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 140 мм - внешний диаметр подшипника;

Cr = 57,2 кН - динамическая грузоподъёмность;

C0r = 39 кН - статическая грузоподъёмность.

Рис. 12.3. Шарикоподшипник радиальный однорядный с маслозащитным кольцом.

Максимальные длительно действующие на опоры радиальные силы:

FrE max = RE + RE(м2) = 4279,667 + 1600 = 5879,667 H; (12.11)

FrF max = RF + RF(м2) = 2723,424 + 4300 = 7023,424 H. (12.12)

Здесь RE(м2) и RF(м2) - реакции опор от действия муфты. См. раздел пояснительной записки "Расчёт реакций в опорах".

Осевая сила, действующая на вал: Fa = 0 Н.

Из условия равновесия вала имеем: FaE = 0 Н, FaF = 0 Н.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре F.

Эквивалентные нагрузки будут:

FrE = KE · FrE max = 0,56 · 5879,667 = 3292,613 H;

FrF = KE · FrF max = 0,56 · 7023,424 = 3933,118 H;

Fa1 = KE · Fa1max = 0,56 · 0 = 0 H.

Fa2 = KE · Fa2max = 0,56 · 0 = 0 H.

Отношение 0,128

Здесь Dw = 14,7 мм - диаметр шариков подшипника, Dpw = 115 мм - диаметр окружности расположения центров шариков, a = 0o - угол контакта.

В соответствии с табл. 7.3[2] получаем коэффициент fo = 15,6. Тогда коэффициент осевого нагружения

e = 0.28 · = 0.28 · = 0.

Отношение 0 £ e; тогда по табл. 7.2[2]: X = 1; Y = 0.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

Рr = (Х · V · FrF + Y · Fa) · Кб · Кт, (12.13)

где - FrF = 3933,118 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,6 (см. табл. 7.6[2]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. стр. 117[2]).

Pr = (1 · 1 · 3933,118 + 0 · 0) · 1,6 · 1 = 6292,989 H.

Расчётная долговечность, ч. (стр. 118[2]):

L10ah = a1 · a23 · = 1 · 0,75 · = 258239,556 ч. (12.14)

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85, здесь n3 = 36,35 об/мин - частота вращения вала, a1 = 1 - коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от надёжности (см. табл. 7.7[2]), a23 = 0,75 - коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств подшипника (стр. 119[2]).

Проверим выполнение условия Pr max £ 0.5 · Cr при наибольших значениях сил переменного режима нагружения.

Коэффициент осевого нагружения:

e = 0.28 · = 0.28 · = 0.

Отношение 0 £ e; тогда по табл. 7.2[2]: X = 1; Y = 0.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

Рr max = (Х · V · FrFmax + Y · FAmax) · Кб · Кт =

= (1 · 1 · 7023,424 + 0 · 0) · 1,6 · 1 = 11237,478 H.

Условие Pr max £ 0.5 · Cr выполнено: 11237,478 £ 0.5 · 57200 = 28600 Н.

Уточненный расчёт валов

Расчёт 1-го вала

Крутящий момент на валу Tкр. = T1 = 81369,311 H·мм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности sb = 570 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

s-1 = 0,43 · sb = 0,43 · 570 = 245,1 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

t-1 = 0,58 · s-1 = 0,58 · 245,1 = 142,158 МПа.

3 - е с е ч е н и е.

Диаметр вала в данном сечении D = 50 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss = (13.1)

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv = 14,062 МПа, (13.2)

здесь

Wнетто = 12271,846 мм3 (13.3)

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm = 0,099 МПа, (13.4)

здесь: Fa = 194,011 МПа - продольная сила,

- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- s = 2,295 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

Ss = 7,363.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St = где: (13.5)

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

tv = tm = (13.6)

tv = tm = = 1,658 МПа,

здесь

Wк нетто = 24543,693 мм3 (13.7)

- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- = 1,717 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

St = 45,848.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = = 7,27 (13.8)

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

Расчёт 2-го вала

Крутящий момент на валу Tкр. = T2 = 310940,577 H·мм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности sb = 780 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

s-1 = 0,43 · sb = 0,43 · 780 = 335,4 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

t-1 = 0,58 · s-1 = 0,58 · 335,4 = 194,532 МПа.

2 - е с е ч е н и е.

Диаметр вала в данном сечении D = 55 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 16 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 6 мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss = (13.9)

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv = 38,087 МПа, (13.10)

здесь

Wнетто = (13.11)

Wнетто = = 14238,409 мм3,

где b=16 мм - ширина шпоночного паза; t1=6 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm = 0,327 МПа, (13.12)

здесь: Fa = 776,06 МПа - продольная сила,

- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

- es = 0,82 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

Ss = 3,888.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St = где: (13.13)

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

tv = tm = (13.14)

tv = tm = = 5,085 МПа,

здесь

Wк нетто = (13.15)

Wк нетто = = 30572,237 мм3,

где b=16 мм - ширина шпоночного паза; t1=6 мм - глубина шпоночного паза;

- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

- et = 0,7 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

St = 14,693.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = = 3,759 (13.16)

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

Расчёт 3-го вала

Крутящий момент на валу Tкр. = T3 = 1500519,307 H·мм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности sb = 780 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

s-1 = 0,43 · sb = 0,43 · 780 = 335,4 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

t-1 = 0,58 · s-1 = 0,58 · 335,4 = 194,532 МПа.

2 - е с е ч е н и е.

Диаметр вала в данном сечении D = 100 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 28 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 10 мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss = (13.17)

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv = 7,11 МПа, (13.18)

здесь

Wнетто = (13.19)

Wнетто = = 86834,77 мм3,

где b=28 мм - ширина шпоночного паза; t1=10 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm = 0 МПа, (13.20)

здесь: Fa = 0 МПа - продольная сила,

- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

- es = 0,76 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

Ss = 19,32.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St = где: (13.21)

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

tv = tm = (13.22)

tv = tm = = 4,055 МПа,

здесь

Wк нетто = (13.23)

Wк нетто = = 185009,541 мм3,

где b=28 мм - ширина шпоночного паза; t1=10 мм - глубина шпоночного паза;

- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

- et = 0,65 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

St = 17,156.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = = 12,828 (13.24)

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

3 - е с е ч е н и е.

Диаметр вала в данном сечении D = 90 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss = (13.25)

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv = 6,036 МПа, (13.26)

здесь

Wнетто = 71569,408 мм3 (13.27)

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm = 0 МПа, (13.28)

здесь: Fa = 0 МПа - продольная сила,

- ys = 0,2 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- s = 3,102 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

Ss = 17,376.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St = где: (13.29)

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

tv = tm = (13.30)

tv = tm = = 5,241 МПа,

здесь

Wк нетто = 143138,815 мм3 (13.31)

- yt = 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- = 2,202 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

St = 15,661.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = = 11,633 (13.32)

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

Выбор сорта масла

Для уменьшения потерь, мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Для смазывания передачи применяем картерную систему. В корпус редуктора заливается масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяем в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.

Масло заливается внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 · 6,385 = 1,596 дм3.

По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях sH = 447,468 МПа и скорости v = 0,899 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 · 10-6 м/с2. По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75*).

Для слива масла используется сливное отверстие, закрываемое пробкой, с цилиндрической резьбой, для замера уровня масла используем щуп и для вентиляции картера используем пробку–отдушину.

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку Литол-24 по ГОСТ 21150-75 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически ею пополняются.

Выбор посадок

Посадки элементов передач на валы - , что по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.

Посадки муфт на валы редуктора - .

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 8.11[1].

Технология сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Заключение

При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.

Целью данного проекта является проектирование привода, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.

В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.

Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта.

Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.

По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.

По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.

Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого.

Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.

При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданные требования.

Список использованной литературы

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г., 496 c.

3. Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ', 2004 г., 454 c.: ил., черт. - Б.ц.

4. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. 'Детали машин', М.: Машиностроение, 1983г., 384 c.

Дата добавления: 2019-11-16; просмотров: 228; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

⇐ Предыдущая 1 2 3 4 5 67

Мы поможем в написании ваших работ!