Проверочный расчет подшипников

 

10.1. Пригодность определяется из условий:

и

где

- требуемая долговечность подшипников, ч

Данную величину принимаем исходя из значения ресурса работы всей установки:

- базовая динамическая грузоподъемность подшипника, Н

Данную величину принимаем исходя из максимальных сил действующих на подшипники А и В и предварительного выбора подшипника:

Максимальная нагрузка действует на подшипник В и его

- расчетная грузоподъемность, Н

- базовая долговечность, ч

Причем

- эквивалентная динамическая нагрузка, Н

- показатель степени для шариковых подшипниках

- коэффициент надежности

- коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации

- частота вращения внутреннего кольца подшипника

10.2. Определение эквивалентной динамической нагрузки:

Расчет произведем для подшипника В с наибольшей радиальной силой

Осевая сила данного подшипника:

 

 

а) определим соотношение :

V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника)

б) по соотношению определим e:

e = 0,24- коэффициент влияния осевого нагружения

 

 

в) Так как , то:

где

- коэффициент радиальной нагрузки

- коэффициент осевой нагрузки

- коэффициент безопасности

- температурный коэффициент

г)

Соответственно на 8%

Соответственно на 80%

 

Условие проверки подшипников выполняется.

 

 

Проверочный расчёт шпонок

Призматические шпонки проверяем на смятие: условие прочности

 

F_t-окружная сила на шестерне или колесе

А_см=(0,94h-t₁)L_p-площадь смятия,мм² .

L_p=L-b-рабочая длина шпонки со скруглёнными торцами, мм (L- полная длина шпонки, определенная на конструктивной компоновке);

H-высота шпонки t-глубина паза

11.1 Тихоходный вал

Под колесо-шпонка

B=12; h=8; фаска 0,4-0,6

t=5; t₂=3,3; l=28…140

l_p=50-12=38мм

А_см=83,6

11.1.2. Шпонка под муфту

b=10;h=8; фаска 0,4-0,6;

t₁=5; t₂=3,3; l=22….110мм

l_p=35-10=25 мм

A_см=55мм²

 

12.Проверочный расчёт стяжных винтов подшипниковых узло в

Стяжные винты рассчитываются на прочность по эквивалентным

Напряжениям и кручениям.

F_p=[K_з(l-x)+x]F_b-расчетная сила затяжки болтов

F_b=0,5R_y-сила, воспринимаемая одним стяжным винтом

R_y-большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников

K_з- коэффициент затяжки

K_з=1,5

X-коэффициент основной нагрузки

х=0,2

А=π·D²_p/4-площадь опасного сечения винта,мм²:

D_p=d₂-0,94p-расчетный диаметр винта

d₂-наружный диаметр винта

p-шаг резьбы

F_b=1478,18Н

F_p=[K_з(l-x)+x]F_b=[1,5(1-0,2)+0,2]·1478,9=296,92H

А=π·D²_p/4=3,14·(14-0,94·1,75)²/4=119,8мм²

 

Проверочный расчёт валов

Проверочный расчет валов на прочность выполняется на совместное

действия изгиба и кручения.

Проверяем наиболее нагруженный вал – вал тихоходной ступени.

На валу намечаем два опасных сечения:первое –под колесом;

Второе под подшипником опоры, смежным с консольной нагрузкой

Концентрация напряжений определяется посадкой колеса с натягом и шпоночным пазом; посадкой подшипника с натягом и переходом галтелью.

Наибольший суммарный момент на второй ступени (под подшипником)

13.1 Нормальные напряжения

-изменяются по симметричному циклу

М-суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении.

W_нетто-осевой момент сопротивления сечения вала;

определяем по таблице 11.1

W_нетто=0,1·d³=0,1·40³=6400мм

 

13.2.Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу

М_к-крутящий момент

W_ρнетто-полярный момент инерции сопротивления сечения вала

W_ρнетто=0,2·40³=12800мм²

М_к=41,9Н·м

 

 

 

Для валов без поверхностного упрочнения находим коэффициенты нормальных и касательных напряжениям по формулам:

 

=1,99

 

13.3Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала:

 

13.4 Определим коэффициент запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

13.5. Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

 

[S]=1,6…2,1

 

14.Определение массы редуктора:

Цилиндрический редуктор:

φ-коэффициент заполнения; φ=0,45

При а_w=100мм; ρ=7,4·10³кг/м³-плотность чугуна