8. Проверочный расчёт подшипников качения быстроходного вала

Рассчитать ранее выбранные подшипники , у которых : d =40 мм ; D =80мм ; C =32000 Н ; C₀ = 17800 Н .

Данные : n = 1500 об/мин ; L_h = 16500 час , режим работы между “0“ и ““ (рис 8.42 и табл 8.10) .

8.1 Определяем результирующие реакций опор

Из сравнения следует, что левая опора является наиболее нагруженной

2. По формуле

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку , которая для радиальных и радиально упорных подшипников отличаются условной постоянной нагрузки P_r

Предварительно находим , определяем V = 1 (вращательное внутреннее кольцо подшипника) – табл. 16.5 и рекомендация к формуле 16.29

Далее при V = 1 определяем <e = 0,2 где е =0,2 выбираемый из табл 16.5

Принимая (учет нагрузки) и(учёт температуры) – формула 16.29 определяем

Где Х = 1 , Y = 0 - табл. 16.5

2. По табл 8.10 определяем

2. По табл. 8.10

Определяем эквивалентную долговечность

2. По формуле млн оборотов определяем

ресурс в млн оборотов

8.6 Далее по формуле определяем динамическую грузоподъемность а

Для этого сначала находим р = 3 шариковых подшипников (р = 10/3 =3,33 роликовых подшипников ) а₁ = 1,0 (внизу под табл 16.3 ) , а₂ =1 (условие 2табл 16.3)

С учётом величин р = 3 , а₁ = а₂ = 1 , и L_E = 928,125 млн

На оснований выполненных расчётов имеет с = 24260 Н < 30000 H = C₀

Где С = 30000 Н данное из каталога

Таким образом выбирая средняя серия подшипника обеспечивает необходимую работоспособность

8.7 В связи с этим для быстроходного вала вместо средней принимаем тяжёлую серию подшипника, для которой : d =40 мм; D =80мм; C =32000 Н; C₀ = 17800Н.

При этом , допуская повторный расчёт , имеет

С = 32000 Н > 24260 Н – расчётная величина

8.8 Проверяем подшипник по статической грузоподъёмности

Сначала определяем коэффициенты радиальной Х₀ = 0,6 и Y₀ = 0,5 нагрузки которые характерны для радиальных однорядных и двухрядных подшипников качения

Зачем по формуле

,

где Р₀ эквивалентная статическая нагрузка.

Следовательно Р₀ = 3113 Н < 17800 Н = С₀ .

Условие по статической нагрузки у двухкрайным её превышением соблюдается . По статике как и по динамике , подшипник работоспособен.

9. Проверка прочности шпоночного соединения

Все шпонки редуктора призматические со скругленными торцами . Размеры длины , высоки шпонок соответствуют ГОСТ 23360 – 78

Материалы шпонок – сталь 45 нормализованная . Все шпонки проверяются на смятие из условия прочности по формуле

Где - допускаемые напряжения смятия

1. Ведущий вал Т₁ = 43,19 Н.м

Выходной конец вала d_b1 = 26,01 мм , t₁ = 4 мм , b.h.l = 8.7.18

, что приемлемо

2. Промежуточный вал T₂ = 191,66 Н.м

Под шестерней d_{m 1} = 50 мм , t₁ = 6 мм , b.h.l = 16.10.45

, что приемлемо

3. Выходной вал Т₁ = 43,19 Н.м

d_{m 1} = 70 мм , t₁ = 7,5 мм , b.h.l = 20.12.56

, что приемлемо

10. Подбор муфты

Муфта втулочно - пальцевая по ГОСТ 21424-45 . Отличается простой конструкций и удобством монтажа и демонтажа . Обычно применяется в пределах от электродвигателя с небольшими крутящими моментами . Упругими элементами здесь служат гофрированные резиновые втулки . Из-за сравнительно небольшой толщины втулок муфты должны обладать малой податливостью и применяются в основном для компенсаций несносности валов в небольших пределах () гдеосевое перемещение ,радиальное перемещение ,перекос

Материал полумуфт – чугун СЧ 20

Материал пальцев – сталь 45

При проверке прочности рассчитывают пальцы на изгиб, а резину - по напряжениям смятия на поверхности соприкосновения втулок с пальцами . При этом полагают , что все пальцы нагружены одинаковы , а напряжения смятия распределены равномерно по длине втулки

Где ,z число пальцев , d₁ диаметр пальца , l длина резиновой втулки , D₁ расположения втулки

Из табл 17.1 , стр 370 М.Н Иванов выбираем z = 6 , d₁ = 14 , l = 35 ,

D₁ = d₂ + 0,5d₄ = 70 + 0,5.28 = 84 мм

На основном приведенных данных определяем

σ_cм = 0,35 МПа < [σ_cм] = 1,8 …2 МПа , что приемлемо

Выводы

1. В результате курсового проектирования был подобран двухступенчатый цилиндрический редуктор и выполнен кинематический расчёт привода на основе технической характеристики .

2. В соответствий с КПД двигателя η = 0,737 и мощностью Р = 6,78 кВт. Установлено соответствие расчётных контактных напряжений с допусками

.

3. В результате расчётных валов на жёсткость , прочность и прогиб установлено , что значения данных характеристик не превышает допускаемы

4. Из условия прочности все шпонки проверил на смятие

Подобрали материал муфт и проверил прочность на изгиб и смятие

В соответствий с данными подобрали размеры .

Таким образом двухступенчатый цилиндрический редуктор в состояний выполнить заданный технологический процесс , т.е связанный с передачей мощности Р = 6б78 кВт и частоты вращения n = 1500 об/мин в течении заданного срока L_h = 16500 часов исполнительному механизму.

Список литератур

1. А.Е Шейнблит . Курсовое проектирование деталей машин ,

Москва " Высшая школа " , 1991 г

2. Ц.И Цехнович , И.П Петриченко. Атлас редукторов ,

Киев , " Высшая школа " , 1990 г

3. Р.Д Бейзельман , Б.В Ципкин . Подшипник качения

Машиностроительное издательство , 1959 г

4.Подшипник качения: Справочник/ Под ред. В.Н Нащокина

и Р.В Коросташевского . Москва , 1984

5. М.Н Иванов Детали машин. Учеб. для студентов втузов / Под ред. В.А.

Финогенова - 6-е изд., перераб. – М,: Высш. шк., 2000 – 383 с.: ил

6. Алексеенко В.В. , Медведовський А.М., Нерубенко Г.П.

Основы проектирования судовых механизмов : Учеб. Пособие. – Николаев :

НКИ 1990 – 84 с.

Ізм - 23- стр.2302.03.2017Ізм	Лист	№ докум.	Підпис	Дата	6050604.3231.KП	Лист
						23