12. Проверочный расчет подшипников
Проверочный расчет уже выбранных шарикоподшипников каждого вала производится из условия:
, (12.1)
где:
Стi – табличные значения динамической грузоподъемности предварительно выбранных по принятым диаметрам валов подшипников;
Сpi – расчетная номинальная диаметральная грузоподъемность подшипников i-го вала;
Pimax –максимальная эквивалентная нагрузка на подшипник одной из 2-х опор вала;
Nцi – число циклов нагружений i-го вала (номинальная долговечность подшипника, млн. оборотов).
Эквивалентная нагрузка для радиальных шарикоподшипников;
,
(12.2)
где:
Rimax и A – соответственно максимальная радиальная нагрузка одного подшипника i-го вала и осевая нагрузка на этот подшипник;
X и Y – соответственно коэффициенты радиальной и осевой нагрузки;
V – коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца V=1, наружного – V=1.2);
Kб – коэффициент безопасности (при спокойной нагрузке 1.1…1.8);
KТ –температурный коэффициент (при температуре подшипникового узла <1250 C KТ =1);
Ведущий вал:
R1max =385,56Н
А=144,5 Н
V=1
Kб =1.1
KТ =1
CTi=17100 Н
Cоi =6370Н
Nц1 =2000
A/ C0i=0.023по таблице 11.1, следовательно e=0.22
Отношение:
следовательно:
X=0,56
Y=1,9
Расчетная нормальная динамическая грузоподъемность подшипников 1-го вала;
Выбранные подшипники соответствуют требованиям по долговечности и по прочности вала;
(шарикоподшипник радиальный средней серии ГОСТ 8338: Условное обозначение: 303
d x D x в x r =17 х 47 х 14 х 1,5мм;
Динамическая грузоподъемность: С Ti =17100 Н
Статическая грузоподъемность: С оi =6370 Н
nmax =13000 мин-1)
Промежуточный вал:
R2max
=
Н
А=339,42Н
V=1
Kб =1.1
KТ =1
CTi=17100 Н
Cоi =6370Н
Nц2,3 =410
A/ C0=0.053 по таблице 0.056, следовательно e=0.26
Отношение:
следовательно:
X=1
Y=0
Расчетная нормальная динамическая грузоподъемность подшипников 2-го вала;
Выбранные подшипники соответствуют требованиям по долговечности и по прочности вала;
(шарикоподшипник радиальный средней серии ГОСТ 8338: Условное обозначение: 303
d x D x в x r =17 х 47 х 14 х 1,5мм;
Динамическая грузоподъемность: С Ti =17100 Н
Статическая грузоподъемность: С оi =6370 Н
nmax =13000 мин-1)
Выходной вал:
R3max = 2289,45Н
А=483,96 Н
V=1
Kб =1.1
KТ =1
CTi=39000 Н
Cоi =16670Н
Nц4 =410
A/ C0=0.017 по таблице 0.029, следовательно e=0.26
Отношение:
следовательно:
X=1
Y=0
Расчетная нормальная динамическая грузоподъемность подшипников 3-го вала;
Выбранные подшипники соответствуют требованиям по долговечности и по прочности вала;
(шарикоподшипник радиальный легкой серии по ГОСТ 8338: Условное обозначение: 209
d x D x в x r =45 х 85 х 19 х 2 мм.
Динамическая грузоподъемность: С Ti =39000 Н
Статическая грузоподъемность: С оi =16670 Н
nmax =8000 мин-1)
13. Расчет шпоночных соединений
Размеры сечения призматических шпонок и пазов в валах и ступице зависит от номинального диаметра валов в сечении установки шестерней Z1 и Z3 и колес Z2 и Z4 и выбирается по ГОСТ 8788.
Длина шпонки:
,
(13.1)
где
lст – длина ступицы колеса
(
).
( 13.2)
Минимальная длина ступицы равна ширине колеса и шестерни.
Основным является проверочный расчет шпонки, шпонпаза вала или отверстия ступицы (в зависимости от того, какой из этих элемен2тов имеет минимальное значение в) на смятие:
,
(13.3)
где:
Mкрi – крутящий момент на i-м валу;
ti –глубина шпон паза на i-м валу или часть высоты шпонки входящей в шпонпаз вала или ступицы зубчатого колеса;
[]cм – допускаемое напряжение смятия материала шпонки, ступицы колеса или шестерни или вала. []cм =140 МПа (для неподвижных шпоночных соединений и среднеуглеродистой стали 45).
Входной вал: шестерня Z1
мм;
мм .
d1-2=18 мм: b x h x l=6 x 6 x 34 мм, t1 =3,5 мм, ГОСТ 8788
Прочность шпонки удовлетворяет всем условиям.
Промежуточный вал: колесо Z2
мм;
мм ;
d2-2=27 мм: b x h x l=8x 7 x 30мм, t1 =4 мм, ГОСТ 8788
Прочность шпонки удовлетворяет всем условиям.
Промежуточный вал: шестерня Z3
мм;
мм ;
d2-3=27 мм: b x h x l=8 x 7 x 46 мм, t1 =4 мм, ГОСТ 8788
Прочность шпонки удовлетворяет всем условиям.
Выходной вал: шестерня Z4
мм;
мм ;
d3-2=50 мм: b x h x l=16 x 10 x 42 мм, t1 =6 мм, ГОСТ 8788
Прочность шпонки удовлетворяет всем условиям.
Шпоночный паз ослабляет тело шестерён, что может привести к разрыву сечения шпонпаз ступицы-впадина между соседними зубъями. В связи с
Этим необходимо рассчитать минимально допустимое расстояния между шпонпазом ступицы и впадиной между зубъями:
L= dвi/2-( di/2+ t2)≥ 2,5∙ mi, (13.4)
Где dвi и ∙ mi – диаметр окружности впадины соответствующего зубчатого колеса и его модуль;
di и t2 –соответственно диаметр вала и глубина шпонпаза в ступице соединения.
Входной вал: шестерня Z1
L= 43,68/2-( 18/2+ 2,8)=10≥ 2,5∙ 2=5
Условие выполняется.
Промежуточный вал: колесо Z2
L= 226,24/2-( 27/2+ 2,8)=96,82≥ 2,5∙ 2=5
Условие выполняется.
Промежуточный вал: шестерня Z3
L= 42,12/2-( 27/2+ 2,8)=4,76≥ 2,5∙ 2,5=6,25
Условие не выполняется. Шестерню следует спроектировать как одно целое с валом(вал- шестерню).
Выходной вал: шестерня Z4
L= 225,42/2-( 50/2+ 2,8)=84,91≥ 2,5∙ 2,5=6,25
Условие выполняется.