35 > 3,48.
Условие выполняется.
4.10 Расчет подшипников качения
В основу расчета подшипников качения положены два критерия: по остаточным деформациям и усталостному выкрашиванию. При частоте вращения кольца n ≤ 10 об/мин критерием является остаточная деформация, и расчет выполняют по статической грузоподъемности Cor; при n > 10 об/мин критерием является усталостное выкрашивание дорожек качения и расчет выполняют по динамической грузоподъемности Cr. Суждение о пригодности подшипника выносится из сопоставления требуемой и базовой грузоподъемностей (Cтр ≤ Сr) или долговечностей (L10h ≥ [L10h]).
Последовательность расчета подшипников качения рассмотрим на примере промежуточного вала:
Частота вращения n2 = 239,5 об/мин;
Базовая долговечность подшипника [L10h] = 20000 ч;
Диметр посадочных поверхностей вала dп = 35 мм;
Действующие силы:
радиальные:
Fr1 = RA = 0,59 кH; и Fr2 = RД = 0,55кН;
осевая:
Fa = 0,43 кН;
Учитывая диаметр посадочных поверхностей вала и характер действующей нагрузки, выбираем радиально – упорный шариковый подшипник 46307, для которого величины статической и динамической грузоподъемностей:
Сor = 24,7 кН; Cr = 42,6 кН;
Схема установки подшипников и действующих сил представлена на рис. 4.13:
Рис. 4.13
Выбираем значения коэффициентов равными: X = 0,41; Y = 0,87; e = 0,68.
Осевые составляющие от радиальных нагрузок:
S1 = e · Fr1 ; (4.204)
S1 = 0,68 · 590 = 401,2 Н;
S2 = e · Fr2 ; (4.205)
S2 = 0,68· 550 = 374 Н;
Суммарные осевые нагрузки на подшипник:
т.к. S1 > S2, Fa >0, то
Fa1 = S1 = 401,2 H; Fa2 = S1 + Fa = 401,2 + 430 = 831,2 Н;
Для опоры, нагруженной большей осевой силой, определяем отношение:
Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры:
P2 = (V · X · Fr2 + Y · Fa2) · Kδ· KT; (4.206)
где: Kδ = 1,3 – коэффициент безопасности;
KT = 1 – температурный коэффициент;
P2 = (1·0,41·550 + 0,87·831,2) ·1, 3·1 = 1233,23 Н;
Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры:
P1 = (V·X·Fr1 + Y·Fa1) ·Kδ·KT; (4.207)
P2 = (1·0, 41·590 + 0, 87·401,2) ·1, 3·1 = 768, 22 Н;
Для более нагруженной опоры (правой) определяем долговечность выбранного подшипника 46307:
L10h = ; (4.208)
L10h =;
Так как рассчитанная (требуемая) долговечность L10h больше базовой [L10h] (2908990 > 20000), то выбранный подшипник пригоден для данных условий работы.
4.11. Проверка прочности шпоночных соединений
Шкив, зубчатые колеса и муфту насаживают на валы редуктора и предохраняют их от проворачивания призматическими шпонками (рис. 4.14.). Размеры сечения шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонки.
Рис. 4.14
Рабочая длина шпонки (рис. 4.15.):
Рис. 4.15
lP = lст – b – (5-10); (4.209)
где: lст – длина ступицы зубчатого колеса, шкива или полумуфты, мм;
в – ширина шпонки, мм;
Входной вал:
Шкив: сечение шпонки:
b = 8 мм; h = 7 мм;
Глубина паза:
вала: t1 = 4,0 мм; ступицы: t2 = 3,3 мм;
Шестерня: сечение шпонки:
b = 12 мм; h = 8 мм;
Глубина паза:
вала: t1 = 5,0 мм; ступицы: t2 = 3,3 мм;
Промежуточный вал:
Шестерня: сечение шпонки:
в = 12 мм; h = 8 мм;
Глубина паза:
вала: t1 = 5 мм; ступицы: t2 = 3,3 мм;
Колесо: сечение шпонки:
в = 12 мм; h = 8 мм;
Глубина паза:
вала: t1 = 5 мм; ступицы: t2 = 3,3 мм;
Выходной вал:
Колесо: сечение шпонки:
в = 18 мм; h = 11 мм;
Глубина паза: вала: t1 = 7,0 мм; ступицы: t2 = 4,4 мм;
Муфта: сечение шпонки:
в = 14 мм; h = 9 мм;
Глубина паза:
вала: t1 = 5,5 мм; ступицы: t2 = 3,8 мм;
lPшкив. = 56 – 8 – 8 = 40 мм;
lшкив. = 40 мм;
lPшест. Б = 82 – 12 – 10 = 60 мм;
lшест. Б = 60 мм;
lPколеса. Б = 78 – 12 – 6 = 60 мм;
lколеса. Б = 60 мм;
lPшест. Т = 82 – 12 – 10 = 60 мм;
lшест. Т = 60 мм;
lPколеса. Т = 78 – 18 – 10 = 50 мм;
lколеса. Т = 50 мм;
Часть шпонки, выступающую из вала, проверяют по напряжениям смятия:
σсм = ; (4.210)
где: Тi – вращающий момент на валу, Н · мм;
Z – число шпонок;
lP – рабочая длина шпонки, мм;
di – диаметр вала, мм;
h – высота шпонки, мм;
t1 – глубина паза вала, мм;
σсм, [σсм] – рабочее и допускаемое напряжение сжатия, МПа;
σсм1 = (4.211)
σсм1 = МПа;
σсм1 < [σсм]
σсм2 = (4.212)
σсм2 = МПа;
σсм2 < [σсм]
σсм3 = (4.213)
σсм3 = МПа;
σсм3 < [σсм]
σсм4 = (4.214)
σсм4 = МПа;
σсм4 < [σсм]
σсм5 = (4.215)
σсм5 = МПа;
σсм5 < [σсм]
... вращения и угловых скоростей валов привода. n=1450 мин-1; c-1, Вал II: мин-1; c-1, Вал III: мин-1; c-1, Вал IV: мин-1; c-1. Определение вращающих моментов на валах привода. Н∙м; Вал II: Н∙м; Вал III: Н∙м; Вал IV: Н∙м. 2 ВЫБОР МАТЕРИАЛА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ Выбираю материалы со средними механическими ...
дрические, конические, коническо-цилиндрические), относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные), особенностями кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью). Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы. Сборку редуктора производят в соответствии со сборочным ...
... . , диаметр под подшипник принимаем . , где . , диаметр буртика под подшипник принимаем: 6. Эскизная компоновка редуктора. 6.1 исходные данные: , , . 6.2 Построение схемы эскизной компоновки редуктора, и расчет всех размеров. , принимаем: . . 7.Выбор подшипников качения. 7.1 Исходные данные: Быстроходный вал: , , . Промежуточный ...
... a2= m(z1+z2)/2= 0,3(24+49)/2= 10,95 a3= m(z1+z2)/2= 0,3(24+54)/2= 11,7 a4= m(z1+z2)/2= 0,3(24+55)/2= 11,85 a5= m(z1+z2)/2= 0,3(24+68)/2= 13,8 Определим ширину венца: b= (3…15)m= 10·0,3= 3 Определим высоту зуба: h= 2,5m= 2,5·0,3= 0,75 5. Разработка конструкций редуктора Разработка конструкции состоит в расчете и выборе его элементов: зубчатые колеса, валы, подшипники и корпуса. ...
0 комментариев