Проверка долговечности подшипников.

 

В е д у щ и й в а л (рис. 3). Имеем: F_t =2807 H, F_r =1036 H,

F_a =480 H, ℓ₁ =69 мм, d_1ш/2=23 мм.

 

 

Рис. 3. Расчетная схема ведущего вала

 

Определяем реакции опор:

- в плоскости xz

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1-2-3

∑ М_y1 = 0

 

∑ М_y3 = R_x1 ℓ₁ =

 

 

∑ М_y3 = R_x2 ℓ₁ =

 

∑ М_х2 = 0

 

- в плоскости yz

R_y1 = (0,5/ℓ₁) (F_r ℓ₁ + F_a 0,5 d_ш1) =

R_y2 =(0,5/ℓ₁) (F_r ℓ₁ - F_a 0,5 d_к2) =

 

Проверка: R_y1 + R_y2 - F_r = 0 598+438-1036=0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1-2-3

∑ М_х1 = 0

 

∑ М_х3 = -R_y1 ℓ₁ =-

 

∑ М_х3 = -R_y2 ℓ₁ =-

∑ М_х2 = 0

Строим эпюру крутящих моментов

М_кр = М_z = Т₁ =65,5 Нм

Суммарные реакции:

Сравниваем наибольшую расчетную нагрузку с табличной грузоподъемностью С подобранного подшипника. Необходимое условие

P_r(1-2) ≤ С

Характеристика подшипника - радиальный шариковый №308:

d =40 мм, D =90 мм, B =23 мм, C =41 kH, C₀ =22,4 kH.

Определяем отношение

Отношение ;

этой величине соответствует е=0,205 (п.1. табл. 9.18)

Отношение .

по табл.9.18[1] X = 0,56; Y =2,15.

Значит, эквивалентную нагрузку необходимо определить по формуле

 

Р_э = (XV P_r1 +Y F_a)K_б К_Т, [ п.1, формула 9,3 ]

 

где: X – коэффициент радиальной нагрузки (п.1, табл 9.18) = 0,56;

Y – коэффициент осевой нагрузки (п.1, табл 9.18) =2,15;

V – коэффициент; при вращении внутреннего кольца = 1;

K_б – коэффициент безопасности (п.1, табл 9.19) = 1,4;

К_Т - коэффициент температурный (п.1, табл 9.20) = 1.

Рассчитываем долговечность подшипников

L_h = (10⁶ / 60 n) (C / Р_э)³ ч.

 

ч

Ресурс подшипника превышает минимально допустимую долговечность равную

10000 ч.

 

В е д о м ы й в а л. (рис. 4) несет такие же нагрузки, как и ведущий:

F_t =2807 H, F_r =1036 H, F_a =480 H, ℓ₂ =70 мм, dк₂/2=117 мм.

 

 

 

Рис. 4. Расчетная схема ведомого вала.

 

Определяем реакции опор:

- в плоскости xz

 

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1-2-3

∑ М_y5 = 0

 

∑ М_y7 = -R_x5 ℓ₂ =

 

∑ М_y7 = -R_x6 ℓ₂ =

∑ М_х6 = 0

 

- в плоскости yz

R_y6 = (0,5/ℓ₁) (F_r ℓ₁ + F_a 0,5 d_к1) =

R_y5 =(0,5/ℓ₁) (F_r ℓ₁ - F_a 0,5 d_к2) =

Проверка: R_y5 + R_y6 - F_r = 0 919+117-1036=0

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1-2-3

∑ М_х5 = 0

∑ М_х7 = R_y5 ℓ₂ =

∑ М_х7 = R_y6 ℓ₂ =

∑ М_х6 = 0

Строим эпюру крутящих моментов

М_кр = М_z = Т₂ =327,5 Нм

 

Сравниваем наибольшую расчетную нагрузку с табличной грузоподъемностью С подобранного подшипника. Необходимое условие

P_r(5-6) ≤ С

Характеристика подшипника - радиальный шариковый №309.

d =50 мм, D =110 мм, B =27 мм, C =65,8 kH, C₀ =36 kH.

Отношение , при таком отношении осевые нагрузки не учитываются.

Значит, коэффициенты X=1 и Y=0, а эквивалентная нагрузка

Рассчитываем долговечность подшипников

ч

Ресурс подшипника превышает минимально допустимую долговечность равную 10000 ч.

 

Проверка прочности шпоночных соединений.

 

Параметры шпонки подобраны по диаметрам валов (п.1, табл. 8.9).

Шпонка призматическая со скругленными торцами. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле (8.22 [ 1 ])

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице =100...120 МПа, при чугунной =50...70 МПа.

При d=32 мм; мм; t₁=5 мм; длине шпонки l=40 мм

При d=42 мм; ; t₁=5 мм; длине шпонки l=56 мм

При d=55 мм; ; t₁=6 мм; длине шпонки l=63 мм

 

Уточненный расчет валов.

 

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при

s > [s].

В е д у щ и й в а л (рис. 3). Материал – сталь 40Х, термическая обработка - улучшение. По (п.1, таблице 3.3) при диаметре заготовки до 120 мм среднее значение σ_в = 930 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

 

σ_{- 1} ≈0,43σ_в=0,43∙930 = 403 МПа

 

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

 

τ_-1 ≈0,58σ_{- 1}=0,58∙403 = 234 МПа

 

Сечение А –А. Это сечение при передаче вращающего момента от ременной передачи через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

 

s_τ = τ_-1 / (к_τ τ_{υ /} ε_τ + ψ_τ τ_m ),

 

где: к_τ – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, принимаем

=1,9. [п.1, табл.8,5]

τ_υ – амплитуда отнулевого цикла;

τ_m – среднее напряжение отнулевого цикла;

ε_τ – масштабный фактор для касательных напряжений, принимаем

ε_τ =0,76 [п.1, табл.8,8]

ψ_τ – коэффициент [п.1, стр.166]

 

τ_υ = τ_m = 0,5 τ_max =0,5 Т₁ / W_{k нетто},

 

где: W_{k нетто} – момент сопротивления кручению.

 

W_{k нетто} = (πd³ / 16) – [bt₁ (d – t₁)² / 2 d ] [п.1, табл.8,5]

где: d -диаметр вала в месте посадки шпонки;

b – ширина шпонки;

t₁ – глубина паза вала.

При d=32 мм; b=10 мм; t₁=5 мм.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям. Изгибающий момент в сечен А–А отсутствует (рис. 3), поэтому нет и нормальных напряжений. Результирующий коэффициент запаса прочности s = s_τ =16.

 

В е д о м ы й в а л (рис. 4).

Материал вала – сталь 45 нормализованная; σ_В = 570 МПа (п.1, табл. 3,3).

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

σ_{- 1} ≈ 0,43σ_в =0,43∙570=246 МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

τ_-1 ≈ 0,58σ_{- 1} =0,58∙246 =142 МПа

 

Сечение А – А. Диаметр вала d =55 мм в этом сечении А -А, крутящий момент

Т₂ =327,5 Нм. _________

Изгибающий момент М _А-А = √М²_Г + М²_В,

где: М_Г - изгибающий момент в горизонтальной плоскости, (рис. 4);

М_В - изгибающий момент в вертикальной плоскости, (рис. 4).

М _А-А =

Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

где: к_τ – эффективный коэффициент концентрации касательных напряже -

ний, принимаем =1,5 [п.1, табл.8,5]

τ_υ – амплитуда отнулевого цикла;

 

τ_m – среднее напряжение отнулевого цикла;

ε_τ – масштабный фактор для касательных напряжений, принимаем

ε_τ =0,69 [п.1, табл.8,8]

ψ_τ – коэффициент [п.1, стр.166]

τ_υ = τ_m = 0,5 τ_max =0,5 Т₁ / W_{k нетто},

где: W_{k нетто} – момент сопротивления кручению.

W_{k нетто} = (πd³ / 16) – [bt₁ (d – t₁)² / 2 d ] [п.1, табл.8,5]

При d=55 мм; b=16 мм; t₁=6 мм

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

s_σ = σ_{- 1} / (к_σ σ_{υ /} ε_σ + ψ_σ σ_m),

где: к_σ – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, принимаем =1,6 [п.1, табл.8,5]

σ_υ– амплитуда цикла нормальных напряжений;

σ_m – среднее напряжение цикла нормальных напряжений, = 0.

ε_σ – масштабный фактор для нормальных напряжений, принимаем

ε_σ =0,81 [п.1, табл.8,8]

ψ_σ – коэффициент, принимаем=0 [п.1, стр.164]

σ_υ = М _А-А / W _нетто,

где: W _нетто –момент сопротивления сечения изгибу.

 

W _нетто = (πd³ / 32) – [bt₁ (d – t₁)² / 2 d ] [п.1, табл.8,5]

При d=55 мм; b=16 мм; t₁=6 мм

Результатирующий коэффициент запаса прочности для сечения А – А

Во всех сечениях s > [s] = 2,5. [п.1, стр. 162]

 

9. Подбор посадок для сопрягаемых поверхностей

 

Посадки подшипников:

Внутреннее кольцо на валу – к6

Внешнее кольцо в корпусе Н7

Установка на валу:

Колеса и шестерни устанавливаются с посадкой Н7/р6.

Для предотвращения смещения на валу колеса и шестерни предусмотрены бортики и установлены дистанционные втулки посадкой Н9/d9.

Для установки шпонок на колесах для шпонок выбирают переходную посадку P9/h9.

Крышки подшипников:

Наружный диаметр – посадка Н7/h7.

Муфта на валу:

Для обеспечения надежного зацепления выбираем посадку Н7/m6.

 

 

10. Выбор сорта масла

 

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 12 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности: V_м = 0,25×6,85»1,7 дм³.

 

 

11. Сборка редуктора

 

Перед сборкой редуктора полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:

На ведомый вал насаживают кольца и шарикоподшипники, предварительно нагрев в масле до 80¸100⁰С;

В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагрев в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и устанавливают крышки подшипников с комплектом регулировочных колец. Перед установкой сквозных крышек закладывают сальники. Надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух цилиндрических штифтов. Затягивают винты, крепящие крышку к корпусу.

Далее на концы валов закладывают шпонки и устанавливают элементы консольных передач.

После сборки: проверяют отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Затем через смотровое окно заливают в корпус масло до уровня и закрывают смотровое отверстие крышкой и закручивают болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническим условием.

 

 

Список литературы

 

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин - М.: Машиностроение, 1988.- 416 с.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин - М.: Высшая школа, 1991.- 432 с.