Добавил:
Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:
DMandOK_Note_Cylinder_Gulenok.doc
Скачиваний:
4
Добавлен:
17.09.2019
Размер:
944.13 Кб
Скачать

7. Подбор подшипников качения

Исходные данные: радиальные нагрузки на подшипники FrA=155Н, FrB=947Н; внешняя осевая нагрузка Fa1= 204,6Н; частота вращения вала п1=750об/мин; п2=300об/мин; диаметр вала под подшипниками dn=20мм; расстояние между подшипниками l=80мм; требуемый ресурс подшипников [Lh]=15000 ч; режим работы – спокойная, без толчков; температура подшипникового узла t<100˚С.

Назначаем типоразмер подшипника:

Так как d=20 мм и осевая сила мала назначаем радиальные шариковые однорядные подшипники, типа 304 по ГОСТ 8338-75 .

Так как производство привода мелкосерийное, для всех валов можно назначить одинаковые подшипники.

Со следующими характеристиками: d=20 мм, D=52 мм, динамическую грузоподъемность С=12.3 кН, статическую грузоподъемность С0=7.79 кН.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку Fэ. При переменном режиме нагружения, для подшипников редуктора имеем:

Fэ = Fэ.ном · Кh;

где: Kh – коэффициент долговечности.

Kh = ;

Здесь:

lhi – продолжительность работы подшипника при действии нагрузки от Тi;

lh – требуемый срок службы подшипника; lh = ∑lhi.

Kh = ; в нашем случае:

Kh = ;

Номинальная эквивалентная нагрузка Fэ. ном определяется по зависимости:

Fэ.ном = (Х · V · Fr + Y· Fa) · Кδ · Кt;

где:

V – кинематический коэффициент, учитывающий снижение долговечности при неподвижном внутреннем кольце подшипника, V = 1 при вращающемся внутреннем кольце подшипника;

Кδ – коэффициент безопасности, определяют по [2. с. 339], при нагрузке с легкими толчками Кδ = 1.

Кt – температурный коэффициент, Кt = 1 при t < 100 C˚

FrI = 0,059 кH, FrII = 0,605 кH, FaI = 0.2046 кH, FaII =0,2046 кH. Y, X – коэффициенты осевой и радиальной нагрузки, назначаемые для шарикоподшипников по ГОСТ 18855–82 в зависимости от отн ошения ;

Отношение 0; этой величине соответствует e = 0.

Отношение 0 e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Таким образом:

Fэ.ном I = (1 · 1 · 0,059+0) · 1 · 1 = 0,059 кН;

Fэ.ном II = (1 · 1 · 0,605+ 0) · 1 ∙ 1 = 0,605 кН;

Так как наиболее нагруженным оказался подшипник  (опора D), то все дальнейшие расчеты будут производиться для этого подшипника.

Fэ = 0,605 · 0,8 = 0,48 кН;

Расчетная долговечность назначенного подшипника в опоре С:

Lh = a1 · a23 ·

а1 – коэффициент зависит от уровня надежности. а1 = 1;

а23 – коэффициент учитывающий совместное влияние качества металла и условий эксплуатации, зависит от типа подшипника и расчетных условий, а23 = 1.

Lh = =1090531 ч > [Lh] = 15000 ч, что указывает на излишний запас по долговечности.

Lh = · =2726328 ч > [Lh] = 15000 ч

Проведенные проверочные расчеты показали, что можно использовать принятые подшипники.

8. Расчёт шпонок

У стандартных шпонок размеры b и h подобраны так, что нагрузку соединения ограничивают не напряжения среза, а напряжения смятия. Поэтому при расчетах обычно используют только формулу:

σсм = 4 · T / (h · lp · d) ≤ [σсм]

где: Т – крутящий момент на валу;

h – высота шпонки

lp – рабочая длина шпонки, lp = l – b,

где: l – полная длина шпонки, которая выбирается в зависимости от диаметра вала.

см] – допускаемые напряжения смятия, для стали 45 [σсм]

1. Шпонка под шкив:

Исходные данные:

T = 17,06 Н·м; d = 18 мм;

h = 6 мм; lp = 32 мм; b = 6 мм;

σсм = 4 · 17,06 · 103 / (6 · (32 - 6) · 18) = 24,3 МПа < [σсм] = 100 МПа;

2. Шпонка под колесо:

Исходные данные:

T = 41,38 Н·м; d = 26 мм;

h = 8 мм; lp = 22 мм; b = 10 мм;

σсм = 4 · 41,38 · 103 / (8 · (22 - 10) · 26) = 66 МПа < [σсм] = 100 МПа;

3. Шпонка под муфту:

Исходные данные:

T = 41,38 Н·м; d = 18 мм;

h = 6 мм; lp = 37 мм; b = 6 мм;

σсм = 4 · 41,38 · 103 / (6 · (37 - 6) · 18) = 49,43 МПа < [σсм] = 100 МПа;

Следовательно, все шпонки редуктора удовлетворяют условиям прочности.

Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]