Расчет цепного конвейера (стр. 6 из 7)
Коэффициент влияния абсолютных размеров ε=0,70[1]
Эффективные коэффициенты концентраций касательных напряжений Кτ=2[1]
26,84 ≤
26,84≤ 28,42
Условие выполняется, поэтому уточненный расчет производить нет необходимости.
4. Расчет и подбор подшипников
4.1 Расчет подшипников быстроходного вала
4.1.1 Выбор типа подшипников
В соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин тип подшипника выбирают по следующим рекомендациям.
Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов и коробок передач применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники.
Назначаем подшипник 204 ГОСТ 8338-75.
4.1.2 Расчет подшипника
Основными критериями работоспособности подшипников качения является долговечность по усталостному выкрашиванию и статическая грузоподъемность по пластическим деформациям.
Расчет на долговечность выполняют для подшипников, вращающихся с частотой n ≥ 10 об/мин . При n от 1 до 10 об/мин в расчет принимают n = 10 об/мин .
Невращающиеся подшипники или медленно вращающиеся (n < 1 об/мин ) рассчитывают на статическую грузоподъемность.
Расчет подшипников на долговечность производят по формуле
Lh=
, (4.1)где Lh- расчетная долговечность подшипника ;
n- частота вращения вала, об/мин;
Cr- динамическая грузоподъёмность подшипника (берётся из справочных данных по подшипникам), кН;
Pr- эквивалентная нагрузка, кН;
Р- показатель степени, равный в соответствии с результатами экспериментов для шарикоподшипников p=3;
а1- коэффициент, учитывающий надежность работы подшипника;
а23- коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации;
[Lh]- требуемая долговечность подшипника (для редуктора она равна сроку службы передач t∑), ч.
Нормальной надежностью подшипника считается величина, равная 0,9. Значение коэффициента а1 для такой надежности будет а1 = 1 [1].
Коэффициент а23 зависит от условий работы подшипника. Для обычных условий отсутствие повышенных перекосов и наличие масляной плёнки в контактах назначаем коэффициент а23 = 1[1].
Эквивалентную радиальную нагрузку для радиальных шарикоподшипников определяют по формуле.
Pr= (XּVּFr +YּFa) ּКδ ּКt, (4.2)
где Pr – радиальная нагрузка (суммарная реакция в опоре) ,кН;
Fa – осевая нагрузка, кН;
X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок [1];
V – коэффициент вращения, равный 1 при вращении внутреннего кольца относительно направления нагрузки;
Кδ – коэффициент безопасности, для редукторов и коробок переда Кδ = 1,3 –1,5;
Кt – температурный коэффициент, вводимый при t >100º С.
Рассчитываем опору В и опору А до долговечности, выявляем наиболее нагруженную и по ней производим расчет на долговечность.
Радиальную нагрузку определяем по формуле
FA =
, (4.3)где RAX, RAY- реакция в опоре А, кН.
Осевая нагрузка Fа = 0,04 кН. Сor =6,2
Коэффициенты X и Y зависят от отношения составляющих Fа / V ּFr и их уровня, который задается отношением Fа / Сor (табл. 7.1) [1].
Fа / Сor = 0,04 /6,2 = 0,006е=0,27; Fа / V ּ Fr = 0,04 /0,111 = 0,36 > е;
Х = 0,56; Y =2,30; V=1; Kб=1,3; Kt=1.
Полученные значения подставляем в выражение (4.2)
Pr = (0,56 ּ 1 ּ 0,111 + 2,30 ּ 0,04) ּ 1,3 ּ 1 = 0,20
a1=1, a23=0.9, n=2805
L=
=7227ч.Требуемая долговечность обеспечивается.
4.2 Расчет подшипников промежуточного вала
4.2.1 Выбор типа подшипников
Назначаем для промежуточного вала подшипник 204 ГОСТ 8338-75 и 2204 ГОСТ 8328-75.
4.2.2 Расчет подшипников
Рассчитываем опору А .
RBy=0.007
RBx=0.1282
RB=0.128
RAy=0.295
RAx=0.993
RA=1.03
Kб=1,3; V=1; Kt=1; a23=0.8; Cr=14.7.
Pr = 1.03 ּ 1.3 ּ 1 ּ 1 = 1.339
L=
=7227ч.Требуемая долговечность обеспечивается.
Рассчитываем опору В.
d=20мм; D=47мм; Cr=20.6[1] кН; Cor=10.075[1] кН; Fa=0.13кН.
Pr=(V×X×Rb+Y×Fa)×Kб×Kt
Fa/Cor=0.047; e=0.19
= 
=1.014Pr = (1 ּ 0.56 ּ 0,128 + 2,30 ּ 0,13) ּ 1,3 ּ 1 = 0,48
L=
,1056759 ч > 7227 ч.Требуемая долговечность обеспечивается.
4.3 Расчет подшипников промежуточного вала
4.3.1 Выбор типа подшипников
Назначаем для промежуточного вала подшипник 7203 ГОСТ 27365-87.
4.3.2 Расчет подшипника
Рассчитываем опору В и А
Радиальная нагрузка определяется из выражения (4.3)
Ra= 1.078кН.
Rb= 1.027 кН
e = 0.43
Sa = 0.83 ּ0.45 ּ2.5 =0.385
Sb = 0.83 ּ 0.43 ּ 1.027 = 0.233
Sa >Sb
Fa>S2-S1
Fa1=0.366
Fa2=0.983
0.083/Vּ 1.078 =0.912>e
X=0.4; Y= 1.4
Эквивалентная нагрузка определится из выражения:
Pr =(1 ּ0.4 ּ1.078 +1,4 ּ 0,938 )1,3 = 2,35 кН.
0.083/1.027 =0.457>e
X=0.4
Y= 1.4
Pr =(1 ּ0.4 ּ 1.027 +1,4 ּ 0,938 )1,3 = 2,24 кН.
Сr=17,9кН
Наиболее нагружена т.А
Долговечность подшипника определяем по формуле (4.1)
L=
28865,76 ч > 3810 ч.Требуемая долговечность обеспечивается.
4.4 Расчет подшипников тихоходного вала
4.4.1 Выбор типа подшипников
Назначаем для тихоходного вала подшипник 210 ГОСТ 8338-75.
4.4.2 Расчет подшипника
Рассчитываем опору А и В
Ra=0,572кН
Rb=0,864кН
Cr=27,5кН
Соr=20,2кН
V=1; Kб=1,4
Кt=1
Fa/VּFr=0<eX=1, Y=0
Эквивалентная нагрузка определится из выражения (4.5)
Pr = (1 ּ1 ּ0.864 +0 ּ 0 ) ּ 1,4 ּ 1 = 1.21 кН.
Долговечность подшипника определяем по формуле (4.1)
Lh = =
,3487609 ч > 7227 ч.Требуемая долговечность обеспечивается.
5. Расчет шпоночных соединений
5.1 Расчет шпоночного соединения промежуточного вала
Шпоночные соединения нагружаются в основном вращающим моментом.
В данном редукторе применяются призматические шпонки.
Соединение призматическими шпонками ненапряженное. Оно требует изготовления вала и отверстия с большой точностью. Момент передается с вала на ступицу боковыми узкими гранями шпонки. При этом на них возникают напряжения сжатия σСМ , а в продольном сечении шпонки – напряжения среза τ.
Для упрощения расчета допускают, что шпонка врезана в вал на половину своей высоты, напряжения σСМ распределяются равномерно по высоте и длине шпонки, а плечо равнодействующей этих напряжений равно ~ d/2. Рассматривая равновесие вала или ступицы при этих допущениях, получаем условия прочности в виде
σСМ =
≤ [σсм] (5.1)где σСМ -напряжение смятия, МПа;
Т-вращающий момент, Нм;
d- диаметр вала, м;
lp- рабочая длина шпонки, м;
k-глубина врезания шпонки в ступицу, м;
[ σСМ ]-допускаемое напряжение на смятие, МПа.
Для диаметра вала d =26 мм выбираем шпонку сечением 8х7 и из выражения (5.1) определяем рабочую длину шпонки
lp=
(5.2)Подставляя крутящий момент Т= 8,9 Нм, диаметр вала d =26 мм, глубина врезания k=2,8мм и допускаемое напряжение смятия [σcм] = 125 МПа [3] получим
lp ≥
= 1,9 мм.Назначаем: шпонка 8х7х18 ГОСТ 23360-78.
Для диаметра вала d = 14 мм выбираем шпонку сечением 5х5 и из выражения (5.2) определяем рабочую длину шпонки Подставляя крутящий момент Т= 21,36 Нм, глубина врезания k=2мм и допускаемое напряжение смятия [σcм] = 125 МПа [3] получим
lp ≥
= 11,8 мм.Назначаем: шпонка 5х5х12 ГОСТ 23360-78.
5.2 Расчет шпоночного соединения промежуточного вала
Для диаметра вала d = 18 мм выбираем шпонку сечением 16х10 и из выражения (5.2) определяем рабочую длину шпонки Подставляя крутящий момент Т= 21,36 Нм, глубина врезания k=2,4мм и допускаемое напряжение смятия [σcм] = 125 МПа [3] получим
lp ≥
= 7,9 мм.Назначаем: шпонка 6х6х18 ГОСТ 23360-78.
5.3 Расчет шпоночных соединений тихоходного вала
5.3.1 Расчет соединения вал-ступица колеса
Для диаметра вала d = 55 мм выбираем шпонку сечением 6х6 и из выражения (5.2) определяем рабочую длину шпонки Подставляя крутящий момент Т= 165,8 Нм, глубина врезания k=4мм и допускаемое напряжение смятия [σcм] = 125 МПа [3] получим получим
lp ≥
= 12 мм.Назначаем: шпонка 16х10х45 ГОСТ 23360-78.
5.4 Расчет соединения вал-муфта
5.4.1 Расчет соединения вал-муфта на быстроходном валу
Для диаметра вала d = 16 мм выбираем шпонку сечением 6х6 и из выражения (5.2) определяем рабочую длину шпонки. Подставляя крутящий момент Т= 3,67 Нм, глубина врезания k=2мм и допускаемое напряжение смятия [σcм] = 125 МПа [3] получим получим
lp ≥
= 1,8 мм.Назначаем: шпонка 6х6х35 ГОСТ 23360-78.