Подшипники быстроходного вала

Исходные данные для расчета: частота вращения вала n = 2900 мин^-1; требуемый ресурс при вероятности безотказной работы 90%: L'_10ah = 17520 ч.; диаметр посадочных поверхностей вала d = 20 мм; максимальные длительно действующие силы: F_r1max = F_r/2 = 275 Н, F_r2max = F_r/2 = 275 Н, F_Amax = 178 Н; режим нагружения - 0 - постоянный; ожидаемая температура работы t_раб = 50^oC.

Для типового режима нагружения 0 коэффициент эквивалентности K_E = 1. Вычисляем эквивалентные нагрузки:

F_r1 = K_EF_r1max = 1 ∙ 275 = 275 Н;

F_r2 = K_EF_r2max = 1 ∙ 275 = 275 Н;

F_A = K_EF_Amax = 1 ∙ 178 = 178 Н.

Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники легкой серии 204. Схема установки подшипников - враспор.

Для выбранной схемы установки подшипников следует:

F_a1 = F_A = 178 Н;

F_a2 = 0.

Дальнейший расчет производим для более нагруженной опоры 1.

1. Для принятых подшипников из табл. 24.10 [1] находим:

C_r = 12700 Н;

C_0r = 6200 Н.

2. Отношение iF_a/C_0r = 1∙178/6200 = 0.029.

Из табл. выписываем, применяя линейную интерполяцию значений (т.к. значение iF_a/C_0r является промежуточным) X = 0.56, Y = 1.98, e = 0.22.

3. Отношение F_a/(VF_r) = 178/(1∙275) = 0.646, что больше e = 0.22 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем X = 0.56, Y = 1.98.

4. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

P_r = (VXF_r + YF_a)K_бK_т.

Принимаем K_б; K_т = 1 (t_раб < 100^o).

P_r = (1 ∙ 0.56 ∙ 275 + 1.98 ∙ 178) ∙ 1.4 ∙ 1 =

= 707.25 Н.

5. Расчетный скорректированный ресурс подшипника при a₁ = 1 (вероятность безотказной работы 90), a₂₃ = 0.7 (обычные условия применения), k = 3 (шариковый подшипник):

L_10ah = a₁a₂₃∙(C_r/P_r)^k ∙ (10⁶/60n) = 1 ∙ 0.7 ∙ (12700/707.25)³∙(10⁶/60∙2909.42) = 23218 ч.

Изм.

Лист

№ документа

Подпись

Дата

Лист

6. Так как расчетный ресурс больше требуемого: L_10ah > L'_10ah (23218 > 17520), то предварительно назначенный подшипник 204 пригоден. При требуемом ресурсе 90%.

Подшипники промежуточного вала

Для типового режима нагружения 0 коэффициент эквивалентности K_E = 1. Вычисляем эквивалентные нагрузки:

F_r1 = K_EF_r1max = 1 ∙ 275 = 275 Н;

F_r2 = K_EF_r2max = 1 ∙ 275 = 275 Н;

F_A = K_EF_Amax = 1 ∙ 178 = 178 Н.

Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники легкой серии 205. Схема установки подшипников - враспор.

Для выбранной схемы установки подшипников следует:

F_a1 = F_A = 177.44 Н;

F_a2 = 0.

Дальнейший расчет производим для более нагруженной опоры 1.

1. Для принятых подшипников находим:

C_r = 14000 Н;

C_0r = 6950 Н.

2. Отношение iF_a/C_0r = 1∙178/6950 = 0.026.

Из табл выписываем, применяя линейную интерполяцию значений X = 0.56, Y = 2.03, e = 0.22.

3. Отношение F_a/(VF_r) = 177.44/(1∙274.73) = 0.646, что больше e = 0.22 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем X = 0.56, Y = 2.03.

4. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

P_r = (VXF_r + YF_a)K_бK_т.

Принимаем K_б; K_т = 1 (t_раб < 100^o).

P_r = (1 ∙ 0.56 ∙ 275 + 2.03 ∙ 178) ∙ 1.4 ∙ 1 =

= 719.66 Н.

5. Расчетный скорректированный ресурс подшипника при a₁ = 1 (вероятность безотказной работы 90), a₂₃ = 0.7 (обычные условия применения), k = 3 (шариковый подшипник):

L_10ah = a₁a₂₃∙(C_r/P_r)^k ∙ (10⁶/60n) =

= 1 ∙ 0.7 ∙ (14000/719.67)³∙(10⁶/60∙453.18) = 189522 ч.

6. Так как расчетный ресурс больше требуемого: L_10ah > L'_10ah (189522 > 17520), то предварительно назначенный подшипник 205 пригоден. При требуемом ресурсе 90%.

Подшипники выходного вала

Для типового режима нагружения 0 коэффициент эквивалентности K_E = 1. Вычисляем эквивалентные нагрузки:

F_r1 = K_EF_r1max = 1 ∙ 958 = 958 Н;

F_r2 = K_EF_r2max = 1 ∙ 958 = 958 Н;

F_A = K_EF_Amax = 1 ∙ 708 = 708 Н.

Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники легкой серии 210. Схема установки подшипников - враспор.

Для выбранной схемы установки подшипников следует:

F_a1 = F_A = 708 Н;

F_a2 = 0.

Дальнейший расчет производим для более нагруженной опоры 1.

1. Для принятых подшипников находим:

C_r = 14000 Н;

C_0r = 6950 Н.

2. Отношение iF_a/C_0r = 1∙708/6950 = 0.102.

Из табл. выписываем, применяя линейную интерполяцию значений

X = 0.56, Y = 1.48, e = 0.29.

3. Отношение F_a/(VF_r) = 708/(1∙958.) = 0.739, что больше e = 0.29 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем X = 0.56, Y = 1.48.

4. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

P_r = (VXF_r + YF_a)K_бK_т.

Принимаем K_б; K_т = 1 (t_раб < 100^o).

P_r = (1 ∙ 0.56 ∙ 958 + 1.48 ∙ 708) ∙ 1.4 ∙ 1 =

= 2218.5 Н.

5. Расчетный скорректированный ресурс подшипника при a₁ = 1 (вероятность безотказной работы 90%), a₂₃ = 0.7 (обычные условия применения), k = 3 (шариковый подшипник):

L_10ah = a₁a₂₃∙(C_r/P_r)^k ∙ (10⁶/60n) =

Изм.

Лист

№ документа

Подпись

Дата

Лист

= 1 ∙ 0.7 ∙ (14000/2218.5)³∙(10⁶/60∙453.18) = 6469 ч.

6. Так как расчетный ресурс меньше требуемого: L_10ah < L'_10ah (6469 < 17520), то назначенный подшипник 210 непригоден.

Проверим роликовые конические подшипники легкой серии.

1. Для принятых подшипников из табл. находим:

C_r = 29200 Н;

C_0r = 21000 Н;

Y = 1.6;

e = 0.37

Изм.

Лист

№ документа

Подпись

Дата

Лист

2. Отношение F_a/(VF_r) = 708/(1∙958) = 0.739, что больше e = 0.37 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Окончательно принимаем Y = 1.6, X = 0.4.

3. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

P_r = (VXF_r + YF_a)K_бK_т.

Принимаем K_б; K_т = 1 (t_раб < 100^o).

P_r = (1 ∙ 0.4 ∙ 958 + 1.6 ∙ 708) ∙ 1.4 ∙ 1 =

= 2122.92 Н.

4. Расчетный скорректированный ресурс подшипника при a₁ = 1 (вероятность безотказной работы 90%,), a₂₃ = 0.7 (обычные условия применения), k = 3.33 (роликовый подшипник):

L_10ah = a₁a₂₃∙(C_r/P_r)^k ∙ (10⁶/60n) =

= 1 ∙ 0.7 ∙ (29200/2122.92)^3.33∙(10⁶/60∙453.18) = 159115 ч.

5. Так как расчетный ресурс больше требуемого: L_10ah > L'_10ah (159115 > 17520), то предварительно назначенные подшипники 7205A пригодны. При требуемом ресурсе 90%.

 

 

Изм.

Лист

№ документа

Подпись

Дата

Лист

6. Расчёт шпоночных соединений.

 

Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие.

Выберем и проверим шпонку на тихоходном валу под зубчатым колесом. Диаметр вала под посадку колеса равен 80 мм, поэтому принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 10748-79 с параметрами:

 

bxhxt1=22х14х9 и l=100 мм

Условие прочности:

 

Т – крутящий момент, передаваемый валом;

- площадь смятия;

-рабочая длина шпонки;

l - полная длина шпонки;

b,h.t- стандартные размеры.

 

;

;

 

 

условие прочности выполняется.

 

Проверим шпонку на конце тихоходного вала под звёздочкой. Диаметр вала под посадку равен 60 мм, поэтому принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 10748-79 с параметрами:

bxhxt1=18х11х7 и l=80 мм

 

Условие прочности:

 

 

Т – крутящий момент, передаваемый валом;

- площадь смятия;

-рабочая длина шпонки;

l - полная длина шпонки;

b,h.t- стандартные размеры.

;

;

 

 

условие прочности выполняется.

 

Проверим шпонку на конце быстроходного вала под полумуфтой. Диаметр вала под посадку равен 32 мм, поэтому принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 10748-79 с параметрами:

bxhxt1=10х8х5 и l=40 мм

 

Условие прочности:

 

Т – крутящий момент, передаваемый валом;

 

Изм.

Лист

№ документа

Подпись

Дата

Лист

- площадь смятия;

-рабочая длина шпонки;

l - полная длина шпонки;

b,h.t- стандартные размеры.

;

;

условие прочности выполняется.

 

Изм.

Лист

№ документа

Подпись

Дата

Лист

Выберем и проверим шпонку на промежуточном валу под зубчатым колесом. Диаметр вала под посадку колеса равен 52 мм, поэтому принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 10748-79 с параметрами:

 

bxhxt1=16х10х6 и l=70 мм

Условие прочности:

 

Т – крутящий момент, передаваемый валом;

- площадь смятия;

-рабочая длина шпонки;

l - полная длина шпонки;

b,h.t- стандартные размеры.

 

;

;

 

 

условие прочности выполняется.

 

Изм.

Лист

№ документа

Подпись

Дата

Лист

7. Расчет болтовых соединений.

Редуктор по своим характеристикам сходен с 1ц2у-160-26

Имеется 4 болта крепления.

T_т=915.2 Нм; U=31.5; n_б=92. d_отв= 24, болт М22.

T_б=31.5Нм; Т_т=915.2 Нм

d_вн=19.294

Расстояние от промежуточного вала до оси отверстия С=130мм

Между отверстий вдоль С1=425мм, поперек С2= 140 мм

δ=1.5d_отв=36

l_б=С1+δ=425+36=461мм

l_т=δ+C2=36+140=176мм

Т_вх=3F_бl_б

F_б=Т_вх/2l_б=31500/922=34.164Н

Т_вых=3F_тl_т

F_т=Т_вых/2l_т=915200/352=2600Н

F_вн=2634.164Н

F_мах=1.3К F_вн(1-х)+F_внх=1.3*2*2634.164(1-0.25)+2634.164*0.25=5795.16Н

σ= =5795.16/292.222=19.8мПа

[σ]=σ_т/[s]=200/4=50мПа.

Так как σ<[σ], то прочность обеспечена.

 

 

Изм.

Лист

№ документа

Подпись

Дата

Лист

8. Выбор смазки редуктора.

Для уменьшения потерь мощности на трение, снижение интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей.

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены.

Картерная система смазывания подходит для проектируемой передачи.

Для предельного контактного напряжения 482.81 МПа и окружной скорости 1.59 м/с выбираем рекомендованное значение кинематической вязкости масла 34 мм²/c.

 

Для рекомендуемой вязкости 34 мм²/c выбираем масло индустриальное

И-Г-А-32.

Уровень погружения должен быть таким, чтобы в масло был погружен венец только колеса второй ступени, т.к скорость зацепления второй ступени более 1 м/с.

 

Изм.

Лист

№ документа

Подпись

Дата

Лист

9. Расчёт цепной передачи.

Исходные данные:

Передаточное число 3.54

Частота вращения шестерни n₁=92 об/мин

Частота вращения колеса n₂=26 об/мин

Вращающий момент на шестерни Т₁= 915.2 Нм

 

Определяем шаг цепи:

мм

где - вращающий момент на промежуточном валу;

- коэффициент эксплуатации;

- число рядов цепи;

- число зубьев ведущей звездочки;

=29-2U=29-2*3.54=21.92. Принимаем нечётное число зубьев z₁=21;

=35 Н/мм²- допускаемое давление в шарнирах цепи

где =1 – коэффициент, зависящий от динамичности нагрузки;

= 1,3 – коэффициент, зависящий от способа смазки;

= 1 – коэффициент, зависящий от положения передачи;

= 1.25 – коэффициент, зависящий от способа регулировки межосевого

расстояния;

=1 – коэффициент, зависящий от режима работы

(мм)

Принимаем большее значение шага цепи для получения необходимого запаса

 

прочности цепи (мм)

Принимаем однорядную роликовую цепь ПР-38.1-12700 ГОСТ 13568 –75.

Число зубьев ведомой звездочки:

 

 

Изм.

Лист

№ документа

Подпись

Дата

Лист

Фактическое передаточное отношение:

,

Оптимальное межосевое расстояние:

где - стандартный шаг цепи

(мм)

Межосевое расстояние в шагах:

где - межосевое расстояние;

Число звеньев цепи:

где -межосевое расстояние в шагах;

- число зубьев ведущей звездочки;

- число зубьев ведомой звездочки;

 

 

Уточняем межосевое расстояние в шагах:

 

Определяем фактическое межосевое расстояние:

 

(мм)

Так как ведомая ветвь цепи должна провисать примерно на 0,01 ,то для этого при монтаже предусматриваем возможность уменьшения действительного межосевого расстояния на 0,005 .

Определим длину цепи:

(мм)

 

Определяем диаметры звёздочек:

Диаметр делительной окружности ведущей звёздочки:

 

(мм)

 

Диаметр делительной окружности ведомой звёздочки:

(мм)

 

 

Диаметр окружности выступов ведущей звёздочки:

где =0,7 – коэффициент высоты зуба; – коэффициент числа зубьев;

– геометрическая характеристика зацепления

 

Изм.

Лист

№ документа

Подпись

Дата

Лист

где =11.1 – диаметр ролика шарнира

Коэффициент числа зубьев ведущей звёздочки:

 

Коэффициент числа зубьев ведомой звёздочки:

Диаметр окружности выступов ведущей звёздочки:

(мм)

Диаметр окружности выступов ведомой звёздочки:

 

(мм)

Диаметр окружности впадин ведущей звёздочки:

(мм)

Диаметр окружности впадин ведомой звёздочки:

(мм)