- •Содержание
- •8.3 Определение расчетных контактных и изгибных
- •13. Конструирование зубчатых колес 40
- •З адание
- •1 Расчет рабочего органа машины
- •1.1 Расчет диаметра грузового каната
- •1.2 Определение диаметра и длины барабана
- •1.3 Определение крутящего момента и частоты вращения барабана
- •2 Выбор электродвигателя
- •2.1 Определение потребляемой мощности для подъема груза
- •2.2 Определение диапазона частот вращения вала электродвигателя
- •2.3 Выбор электродвигателя
- •3 Определение передаточного числа привода и передаточного числа редуктора
- •4.2 Назначение термообработки и допускаемых контактных напряжений
- •5. Анализ полученных данных и выбор оптимальной компоновки редуктора
- •6 Определение вращающих моментов и частот вращения валов для оптимального варианта
- •6.1 Определение вращающих моментов.
- •6.2 Определение частот вращения валов.
- •7 Геометрический расчет зубчатых передач
- •8 Проверочный расчет зубчатой передачи тихоходной и быстроходной ступеней
- •8.1 Назначение материала и термообработки.
- •8.3 Определение расчетных контактных и изгибных напряжений, допускаемых контактных и изгибных напряжений для косозубой тихоходной ступени.
- •9 Разработка эскизного проекта редуктора
- •9.1 Определение диаметров валов
- •9.2 Определение расстояний между деталями
- •9.3 Выбор типа подшипников
- •10 Расчет промежуточного вала на усталостную прочность
- •10.1 Определение усилий, действующих на вал
- •10.2 Расчетная схема для промежуточного вала
- •10.3 Определение реакций и построение эпюр изгибающих моментов в вертикальной плоскости
- •10.4 Расчетная схема сил нагружения вала в горизонтальной плоскости, определение реакций в опорах
- •10.5 Определение суммарного изгибающего момента в опасных сечениях
- •10.6 Определение суммарных реакций в опорах а и d
- •10.7 Решение вопроса о необходимости установки шпонок под шестерни
- •10.8 Определение фактического запаса усталостной прочности вала в сечении с и в
- •11 Проверка долговечности подшипников качения опор
- •12 Проверочный расчет шпоночных соединений
- •13. Конструирование зубчатых колес
- •14 Эскизы стандартных изделий
- •15 Описание сборки узла промежуточного вала
- •16 Смазывание зубчатой передачи
- •Список литературы
11 Проверка долговечности подшипников качения опор
промежуточного вала
Исходные данные для расчета:
Подшипник 46308 – средняя серия;
Реакция в опоре А равна 1,12 кН;
Реакция в опоре D равна 7,4 кН;
Осевое усилие в опоре А равно 2,06 кН;
Осевое усилие в опоре D отсутствует, так как опора является подвижной;
Режим нагружения III;
Динамическая грузоподъемность С = 39,2 кН;
Статическая грузоподъемность С0 = 30,7 кН;
Условие работоспособности подшипника Ср < С,
где Ср – расчетное значение грузоподъемности;
С – паспортное значение;
Ср = р∙ , (78)
где р – эквивалентная нагрузка, действующая на опору А и опору D:
pA=(xA∙υА∙RA+yA∙FαA)∙kБ∙kT, (79)
pD = (xD∙υD∙RD + yD∙FαD)∙kБ∙kT,
где хA – коэффициент радиальной нагрузки для опоры А определим согласно [3, c. 360] по таблице 16.5, равен 0,37 (FaA/Co=2,06/30,7=0,067, FaA/(VFr)=2,06/1,12=1,84);
xD – коэффициент радиальной нагрузки для опоры D определим по таблице 16.5 согласно [3, c. 360], равен 1 (FaD=0);
υА – коэффициент вращения для подшипника в опоре А равен 1,так как вращается внутреннее колесо;
υD - коэффициент вращения для подшипника в опоре D равен 1, так как вращается внутренне колесо;
yA – коэффициент осевой нагрузки для опоры А определим согласно [3, c. 360] по таблице 16.5, равен 0,66;
yD – коэффициент осевой нагрузки для опоры D определим по таблице 16.5 согласно [3, c. 360], равен 0;
kБ – коэффициент безопасности, учитываемый характер нагрузки при умеренном режиме работы равен 1,3;
kT – температурный коэффициент для стали 40ХН принимаем согласно [3, c. 358] равным 1.
pA = (0,37∙1∙1,12 + 0,66∙2,06)∙1,3∙1 = 2,306 кН,
pD = (1∙1∙7,4 + 0)∙1,3∙1 = 9,62 кН,
а1 – коэффициент надежности подшипников [3,табл.16.3] равен 1;
а2 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества и условий эксплуатации согласно [3, табл.16.3] равен 0,75;
L – ресурс;
L = (60∙n∙LhЕ)/106,
где LhЕ – время работы в часах, ч.;
n – частота вращения промежуточного вала, об/мин;
L = (60∙223,3.2160)/106 = 28,9 млн.об.
Опора D является более нагруженной, дальнейший расчет ведем по ней.
p – показатель степени определим согласно [3, c. 356] равен 3;
Ср = 9620∙ = 32493 Н;
Условие работоспособности подшипника выполняется, т.е. Ср < С;
32,493 < 39,200.
Приведенные расчеты показали, что при заданном режиме эксплуатации тихоходная ступень обеспечивает необходимую долговечность по прочности зубьев, а также обеспечена работоспособность промежуточного вала по усталостной прочности и по грузоподъемности подшипников качения.
12 Проверочный расчет шпоночных соединений
Длина ступицы колес:
lст = (0,8 …1,2)∙dв, (80)
где dв - диаметр вала под колесом;
Длина ступицы колеса тихоходного вала определяется по формуле:
lст = dк∙1 = 85∙0,8 = 68 мм.
Диаметр ступицы колеса тихоходной ступени определим по формуле:
dст = dк∙(1,5..1,55) = 85∙1,53 = 130 мм. (81)
Условие прочности для призматических шпонок:
σсм = (4∙Т)/(h∙l∙d)≥[σсм], (82)
где Т – вращательный момент;
h – высота шпонки;
[σсм] – допускаемое напряжение на смятие, лежит в пределах от 80 до 150 МПа, примем для расчетов [σсм]=120 МПа;
b – ширина шпонки.
Расчет шпонки для входного вала dср=29,1 мм в месте соединения с муфтой , t1=3,5, t2=2,8.
Выразим рабочую длину шпонки:
lр = (4∙Т)/(h∙d∙[σсм]) = (4∙64,8∙103)/(120∙6∙29,1) = 12,4 мм. (83)
Полная длина шпонки:
Lп = lр + b = 12,4 + 6 = 18,4 мм.
Принимаем по стандартному ряду L = 20 мм.
Выбираем шпонку 6×6×20 в соответствии с ГОСТ 23360-78.
Для колеса быстроходной ступени примем сечение шпонки , t1=5,5, t2=3,8, dв=47 мм.
Выразим рабочую длину шпонки:
lр = (4∙Т)/(h∙d∙[σсм]) = (4∙267,6∙103)/(9∙48∙120) = 20,6 мм;
Полная длина шпонки:
Lп = lр + b = 20,6 + 14 = 34,6 мм; (84)
Принимаем по стандартному ряду L = 36 мм.
Выбираем шпонку 14×9×36 в соответствии с ГОСТ 23360-78.
Для колеса тихоходной ступени примем сечение шпонки , t1=9, t2=5,4, так как dв= 85 мм.
Выразим рабочую длину шпонки:
lр = (4∙Т)/(h∙d∙[σсм]) = (4∙1148,5∙103)/(14∙85∙120) = 32,2 мм;
Полная длина шпонки:
Lп = lр + b = 32,2 + 22 = 54,2 мм;
Принимаем по стандартному ряду L = 63 мм.
Выбираем шпонку 22×14×63 в соответствии с ГОСТ 23360-78.
Для хвостовика выходного вала примем сечение шпонки , t1=7, t2=4,4, так как dв= 60 мм.
Выразим рабочую длину шпонки:
lр = (4∙Т)/(h∙d∙[σсм]) = (4∙1137∙103)/(11∙60∙120) = 57,4 мм;
Полная длина шпонки:
Lп = lшп + b = 57,4 + 18 = 75,4 мм.
Принимаем по стандартному ряду L = 80 мм.
Выбираем шпонку 18×11×80 в соответствии с ГОСТ 23360-78.