7.3 Предварительный подбор подшипников

Намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии. Габариты подшипников выбираем по диаметру вала.

dn1 =

dn2 =

Обозначение подшипников	Размер мм			Грузоподъемность в кН
№	d	Д	В	С	С0
1)
2)

[ 1. таб. П3]

Д1 = 72 мм > dа1 = 58.29

7.4 Смазка подшипников

Принимаем пластичный смазочный материал, для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичной смазки жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазе – удерживающие кольца. Их ширина дает размер у = 8…12 мм.

Принимаем у = 10 мм

7.5 Определение расстояния до опор

Измерением на компоновке редуктора находим расстояние:

а) на ведущем валу.

L1 = мм

б) на ведомом валу.

L2 = мм

в) принимаем L1 = L2 = мм

7.6 Установка размеров опор

а. Глубина гнезда подшипника.

Lг1 = 1.5 В1 =

Lг2 = 1.5 В2 =

Принимаем : Lг1 = мм

Lг2 = мм

б) толщина фланцев крышки подшипника.

Δ = d = d0 = мм

d0 – диаметр отверстия.

Высота головки болта.

H = 0.7 d2 =

V111 Проверка долговечности подшипника

8.1 Ведущий вал

8.1.1 Действующие нагрузки

Ft =

Fr =

Fa =

Из 1 этапа компоновки L1 = мм

8.1.2 Расчетная схема ведущего вала

8.1.3 Реакции опор

В горизонтальной плоскости (xz) от силы Ft.

Rx1 = Rx2 = Ft/2 =

В вертикальной плоскости (yz) от Fr и Fa.

Ry1 = (Fr L1 + Fa d1/2)/2L1 =

Ry2 = (Fr L1 - Fa d1/2)/2L1 =

8.1.4 Проверка

ξy = Ry1 + Ry2 – Fr = 0

8.1.5 Суммарные реакции

Pr1 = √ Rx1² + Ry2² =

Pr2 = √ Rx2² + Ry2 =

8.1.6 Проверяем подшипники по более нагруженной опоре 1

Радиальный подшипник №

Статическая грузоподъемность. С =

Динамическая грузоподъемность С0 =

8.1.7 Эквивалентная нагрузка

Рэ = (XV Pr1 + У Ра) Кб кт

Pr1 = – радиальная нагрузка.

Ра = Fa = 427 – осевая нагрузка .

V = 1 – коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника

Кб = 1 – коэффициент безопасности для приводов ленточного конвейера.

[1. таб.9.19]

кт = 1 – коэффициент температуры подшипника при t ≤ 1000°c

[1. таб.9.20]

8.1.8 Расчет отношений

Fa/С0 = 427/28100 = 0.02 [1. таб.9.18]

L = 0.19

Ра/Pr1 = 427/220 = 2>е x = 0.56

y = 2.2

8.1.9 Расчет эквивалентной нагрузки

Рэ = (XV Pr1 + У Ра) Кб кт =

8.1.10 Расчетная долговечность

L = (С/ Рэ)³ 10 =

8.1.11 Долговечность в часах

Lh = L/60 n2 =

Минимально допустимая долговечность подшипника 10 тыс. часов

Вывод: данный подшипник подходит для ведомого вала.

8.2 Ведомый вал

8.2.1 Действующие нагрузки

Ft =

Fr =

Fa =

8.2.2 Нагрузка от открытой передачи

Fв = 446

8.2.3 Конструктивная и расчетная схемы ведомого вала

ведущий [стр. 304 рис.12.8]

ведомый [стр.306 рис. 12.9]

8.2.4 Реакции опор

Из первого этапа компоновки .

L1 =

L2 =

L3 =

а) в горизонтальной (xz) плоскости от сил Ft.

Rx3 = Ft L2/2 L2 = Ft/2 =

Rx4 = Ft L2/2 L2 = Ft/2 =

Проверка.

Rx3 + Rx4 – Ft = 0 =

б) в вертикальной плоскости (yz) от сил Fr, Fa, Fв

Ry3 = Fr L2 – Fa d2/2 + Fв L3/2 L2 =

Ry4 = Fr L2 – Fa d2/2 - Fв (2 L2 L3) =

Проверка.

Ry3 + Fв – Fr - Ry4 = 0

1X Второй этап компоновки редуктора

9.1 Конструирование узла ведущего вала

Вычерчиваем шестерню по конструктивным размерам. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

9.1.2 Вычерчивание подшипника

Осевые линии удалены от середины редуктора на расстоянии -

L1 = 60 мм.

На данных осях вычерчиваем в разрезе подшипники качения.

9.1.3 Мазе удерживающее кольца

Кольца вычерчиваем между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса. Торцы колец выступают внутрь корпуса на 2 мм для отброса масла. Кольца устанавливаем на dn1 = 30 мм. Фиксация колец в осевом направлении за счет заплечика вала и торцов внутренних колец подшипника.

9.1.4 Крышки подшипников

Вычерчиваем крышки с уплотнением толщиной б = 1 мм и болтами. Применяем для пластичной смазки манжетные уплотнения.

9.1.5 Конструкция перехода вала

Переход вала от dn1 = мм к присоединительной части dв1 = , выполняем на расстоянии 15 мм от торца крышки подшипника чтобы ступица муфты не задевала болты крепления крышки. Длина присоединительной части вала равна длине ступицы муфты от 50…70 мм.

9.2 Конструирование узла ведомого вала

9.2.1 Вычерчиваем колесо по конструктивным размерам

Для фиксации колеса в осевом направлении делаем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки с другой.

Место перехода вала от dв2 = мм к dn2 = , смещаем на 3 мм внутрь распорной втулки, для прижатия мазе удерживающего кольца к торцу втулки.

9.2.2 Подшипники

Отложим от середины редуктора расстояние L2 = , и проведем осевые линии. Оси подшипников ведущего и ведомого валов располагаем на одной прямой линии и вычерчиваем подшипники качения на данных осях.

9.2.3 Мазе удерживающие кольца и крышки

Кольца и крышки вычерчиваем как в пунктах 9.1.3 , 9.1.4 .

9.2.4 Ступени вала

Откладываем расстояние L3 = мм до шкива. Переход вала от dn2 = мм к dв2 = , смещаем на 2 мм внутрь подшипника для прижатия кольца к внутреннему кольцу подшипника.

9.3 Выбор шпонок

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360 – 78. Длина шпонок на 5 – 10 мм меньше длин ступиц.

9.4 Уточнение расстояний

Измерением уточнением расстояния между опорами и расстояния положения зубчатых колес относительно опот.

X Проверка прочности шпоночных соединений

10.1 Выбор шпонок

Материал шпонок сталь 45 нормализованная.

[1. таб. 8.9]

Размеры шпонок.

	№	L	в · h
dв1	1	31	10 х 8
dв2	2	53	16 х 10
dв3	3	43	12 х 8

t1 = 5

10.2 Условие прочности шпонки

бсм(мах) = 2Т/d(h – t1)(L – в) ≤ [б см] 100 МПа

10.3 Расчет шпонки на ведущем валу

d = 28

в · h = 10 х 8

t1 = 5

L = 63

Т = Т1 = 53

10.4 Расчет шпонки на ведомом валу

Из двух шпонок под зубчатым колесом и в открытой передаче, более нагружена шпонка № 3.

X1 Уточненный расчет валов

Принимаем, что нормальные напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по от нулевому циклу.

Расчет прочности производим для опасных сечений.

11.1 Ведущий вал

Материал вала сталь 45 улучшенная.

При диаметре dа1 = мм

бв = 780 МПа [1. таб. 33]

Предел выносливости при симметричном цикле.

б-1 = 0.73 бв = 0.48 780 = 335 МПа

Для касательных напряжений.

L-1 = 0.58 б-1 =0.58 335 = 193 МПа

11.1.1 Сечение А – А

Сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту, рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности.

S = SL = S/L = L-1/Rz Lv/ξL + ψL Lm =

где, амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла.

Lv = Lm = Lmax/2 = T1/2 Wk,нетто =

Момент сопротивления кручения.

Wk,нетто = π dв1³/16 - вt1 (dв1 - t1)² =

11.1.2 Радиальная консольная нагрузка

Нагрузка в середине посадочной части вала для одноступенчатых зубчатых редукторов.

Fконс = 2.5 √ T1 = 182 н

Длина посадочной части под муфту.

L = 70 мм

МА-А = Fконс L/2 = 6.370 ≈ 6500 н/мм

11.1.3 Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Sб = б-1/Rб бv/ξб + ψб бм = 335/1.6 2.6/0.88 + 0.2 0.08 = 7

Амплитуда нормальных напряжений.

бv = МА-А/Wнетто = 6500/2500 = 2.6

Момент сопротивления изгибу

Wнетто = π dв1³/32 – вt1(dв1 - t1)² =

Ψв = 0.2

Rб = 1.6

ξб = 0.92;0.88

[1. таб. 85, 88]

Среднее напряжение цикла коэффициента запаса прочности.

бм = Fа/π dв1²/L1 =

11.1.4 Результирующий коэффициент запаса прочности

S = Sб SL/√ Sб² + SL =

Вывод: большой коэффициент запаса обусловлен увеличением диаметра вала, нет необходимости проверять прочность в остальных сечениях.

11.2 Ведомый вал

Материал вала сталь – 45 нормализованная.

бв = 570 МПа [1. таб. 3.3]

Пределы выносливости:

б-1 = 0.43 бв = 0.43 570 = 246 МПа

L-1 = 0.58 б-1 = 0.58 246 = 142 МПа

11.2.1 Сечение А – А

а) Диаметр вала dk2 =

Концентрация напряжений из-за шпоночной канавки.

Коэффициент концентрации.

Kб = 1.59

KL = 1.49

[1. таб. 8.5]

Масштабные факторы.

Еб = 0.82

ЕL = 0.7

[1. таб. 8.8]

Коэффициент напряжений.

Ψб = 0.15

ψL = 0.1

[1. таб. 163]

Вращающий момент

Т2 = 10³ н/мм

б) Изгибающий момент.

В горизонтальной плоскости

Mr = Rx3 L2 =

MB = Ry3 L2 + Fa d2/2 =

MA-A = √ Mr² + MB² =

в) Момент сопротивления кручению.

dk2 = 50

в = 15

t1 = 5

г) Момент сопротивления изгибу.

Wk нетто = π dk2³/16 – в t1(d - t1)²/2 dk2 =

Wнетто = π dk2³/32 – в t1(d - t1)²/2 dk2 =

д) Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений.

Lv = Lm = Т2/2 Wk нетто =

е) Амплитуда нормальных напряжений изгиба.

бv = МА-А/ Wнетто =

Среднее напряжение бм =0

ж) Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

Sб = б-1/кб/Еб бv + ψб бм =

з) Коэффициент запаса прочности по касательной.

SL = L-1/кL/EL + ψL Lm =

и) Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А.

S = Sб SL/√ Sб² + SL² =