Определение размеров крышек подшипников

Таблица 6.1 – Размеры крышек подшипников

Диаметр отверстия в корпусе под подшипник D, мм
Диаметр винта крышки, мм
Количество винтов крышки, шт
Толщина фланца крышки, мм
Ширина фланца крышки, мм

6 Предварительный расчет валов

6.1 Расчет ведущего вала

a = 46 мм , b = 46 мм , c = 56 мм

Усилия в зацеплении колес :

- окружная сила

-

- осевая сила

Σ Μ _ΑУ = 0 ; -R_BY (a+b) + F_{t 1} ·a = 0 ;

M_DX ^Л = R_AX · a = 186,1 · 46 = 8,56 H·м ;

M_DX^П = R_ВX · b = 629.21 · 46 = 28,94 Н·м ;

M_DY = R_AY · a = 1052.48 · 46 = 48,41 H·м .

Вал предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой ''улучшение''. σ_В = 880 МПa. Допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле изменения напряжений

Окончательно принимаем: d _A = d _B = d _C = d _ПОДШ = 20 мм ;

d _D = 24 мм .

6.2 Расчет ведомого вала

a = 42 мм , b = 47 мм , c = 58 мм .

F_{t 2} = F_{t 1} = 2104.95 H ;

F_{r 2} = F_{r 1} = 815.31 H ;

F_{X 2} = F_X1 = 766.14 H ;

F_В = 2426.5 H .

M_AX = - F_В · a = -2426.5 · 56 = - 135.88 Н·м;

M_CX^Л = - F_В · (a+b) + R_AX · b = -2426.5 · (56 +47) +2813.89·47 = -117.68 Н·м;

M_CX^П = - R_BX · c = -1202.7 · 47 = - 56.53 H·м.

Σ Μ_BΥ = 0; R_AY · (b+c) - F_t2 · b = 0;

Μ_СΥ = - R_АY · b= - 1052.48 · 47= -49.47 Н·м.

Вал предполагается изготовить из стали 45, термообработка '' улучшение ''.

s _В = 880 МПа.

Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры подшипников, а также, учитывая необходимость обеспечения прочности шпонки и долговечности подшипников, окончательно принимаем:

d_B = d_А = d_ПОДШ = 35 мм;

d_С = 28 мм;

d_D = 40 мм.

7 Подбор и расчет подшипников

Ведущий вал

F_X1 = 766.14 Н ;

d = 20 мм;

n _I = 1460 об/мин;

L^треб_h = 11680 ч.

Подшипник шариковый радиально упорный легкая серия α=26° 46204 (ГОСТ 831-75).

С = 14,8 кН; е = 0,68; X = 0,41; Y = 0,87.

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике, возникающее от действия радиальной силы:

S_A=e · R_A=0,68 · 1068,81=726,79 Н;

S_B=e · R_B=0,68 · 1226,22=833,83 Н.

Осевые нагрузки на подшипники:

Так как F_X1 + S_A > S_B - вал упрется в опору В и

F_аA = S_A = 726,79 Н;

F_аВ = F_X1 + S_A = 766,14 + 726,79 = 1492,93 Н.

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники:

P_A = (V∙X_A∙R_A+Y_A∙Fa_A) ∙ K_б· Κ_t =(1·1·1068,81 + 0·726,79) ∙1,3·1,05=1458,93 Н,

где V - коэффициент вращения кольца подшипника;

X,Y - коэффициенты приведения осевой F_a и радиальной R нагрузок к эквивалентной радиальной Р;

K _б - коэффициент безопасности;

Κ _t - коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность;

P_В=(V∙X_В∙R_В+Y_В∙Fa_В)∙K_б·Κ_t=(1·0,41·1226,22+0,87·1492,93)∙1,3·1,05=

=2459,18 Н,

Требуемая грузоподъемность более нагруженного подшипника В

- условие не выполняется.

Шариковые радиально-упорные не обеспечивают требуемую грузоподъемность, поэтому выбираем более грузоподъемные подшипники роликовые конические.

Подшипник роликовый конический однорядный 7604 ТУ 37.006.162-89

С=31,5 кН; e=0.35; X=0.41; Y=1.7.

Внутреннее осевое усилие в роликовом коническом подшипнике, возникающее от действия радиальной силы:

S_A=0,83·e · R_A=0,83·0,35 · 1068,81=310,49 Н;

S_B=0,83·e · R_B=0,83·0,35 · 1226,22=356,22 Н.

Осевые нагрузки на подшипники:

F_аA = S_A = 310,49 Н;

F_аВ = F_X1 + S_A = 766,14 + 310,49 = 1076,63 Н.

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники:

P_A = (1·1·1068,81 + 0·310,49) ∙1,3·1,05=1458,93 Н,

P_В =(1·0,4·1226,22+1,7·1076,63)∙1,3·1,05=3167,84 Н,

Требуемая грузоподъемность более нагруженного подшипника В

- условие выполняется.

Ведомый вал

F_X2 = 766.14 Н ;

d = 35 мм;

n _I = 487 об/мин;

L^треб_h = 11680 ч.

Подшипник шариковый радиально упорный легкая серия α=26° 46207 (ГОСТ 831-75).

С = 29 кН; е = 0,68; X = 0,41; Y = 0,87.

Внутреннее осевое усилие в радиально-упорном подшипнике, возникающее от действия радиальной силы:

S_A=e · R_A=0,68 · 3004.28=2042.91 Н;

S_B=e · R_B=0,68 · 1598.19=1086.77 Н.

Осевые нагрузки на подшипники:

Так как F_X1 + S_B < S_A - вал упрется в опору В и

F_аA = S_A = 2042.91 Н;

F_аВ = S_A -F_X2= 2042.91 - 766,14 = 1276.77 Н.

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники:

P_A = (1·1·3004.28 + 0·2042.91) ∙1,3·1,05=4100.8 Н,

P_В =(1·0,41·1598.19+0,87·1276.77)∙1,3·1,05=2410.7 Н,

Требуемая грузоподъемность более нагруженного подшипника A

- условие не выполняется.

Шариковые радиально-упорные не обеспечивают требуемую грузоподъемность, поэтому выбираем более грузоподъемные подшипники роликовые конические.

Подшипник роликовый конический однорядный 2007107 ТУ 37.006.162-89

С=32 кН; e=0.35; X=0.34; Y=1.8.

Внутреннее осевое усилие в роликовом коническом подшипнике, возникающее от действия радиальной силы:

S_A=0,83·e · R_A=0,83·0,35 · 3004.28=872.74 Н;

S_B=0,83·e · R_B=0,83·0,35 · 1598.19=464.27 Н.

Осевые нагрузки на подшипники:

F_аA = S_A = 872.74 Н;

F_аВ = S_A-F_X2 = 872.74 - 766.14= 106.6 Н.

Эквивалентные динамические нагрузки на подшипники:

P_A = (1·1·3004.28 + 0·872.74) ∙1,3·1,05=4100.84 Н,

P_В =(1·1·1598.19+0·106.6)∙1,3·1,05=1580.93 Н,

Требуемая грузоподъемность более нагруженного подшипника A

- условие выполняется.

8 Подбор и расчет шпоночных соединений

На I вал (под колесом):

Шпонка 8×7×25 ГОСТ 23360-78

- диаметр вала в сечении d=24 мм;

- стандартная высота шпонки h=7 мм;

- стандартная ширина шпонки b=8 мм;

- глубина шпоночного паза t₁=4 мм

- длина призматической шпонки l=25 мм

- рабочая длина призматической шпонки l_p=l-b=25-8=17 мм;

где σ_см ,[ σ_см]_II - фактические и допускаемые напряжения смятия.

где τ_ср,[ τ_ср]_ΙΙ - фактические и допускаемые напряжения среза.

На I вал (на выходе):

Шпонка 5×5×42 ГОСТ 23360-78

- диаметр вала в сечении d=16 мм;

- стандартная высота шпонки h=5 мм;

- стандартная ширина шпонки b=5 мм;

- глубина шпоночного паза t₁=3 мм

- длина призматической шпонки l=42 мм

- рабочая длина призматической шпонки l_p=l-b=42-5=37 мм;

На II вал (под колесом):

Шпонка 12×8×40 ГОСТ 23360-78

- диаметр вала в сечении d=40 мм;

- стандартная высота шпонки h=8 мм;

- стандартная ширина шпонки b=12 мм;

- глубина шпоночного паза t₁=5 мм

- длина призматической шпонки l=40 мм

-
рабочая длина призматической шпонки l_p=l-b=40-12=28 мм;

На II вал (под звездочкой):

Шпонка 8×7×48 ГОСТ 23360-78

- диаметр вала в сечении d=28 мм;

- стандартная высота шпонки h=7 мм;

- стандартная ширина шпонки b=8 мм;

- глубина шпоночного паза t₁=4 мм;

- длина призматической шпонки l=48 мм;

-
рабочая длина призматической шпонки l_p=l-b=48-8=40 мм;

Прочность шпонок на смятие и срез обеспечивается.

9 Уточненный расчет валов на сопротивление усталости

Вал I

Напряжения в сечениях вала изменяются:

а) напряжения изгиба по III циклу;

б) напряжения кручения по II циклу, так как предполагаются частые пуски и остановки редуктора.

Сечение С

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям в сечении С

где σ_-1 - предел выносливости, МПа;

σ _И - напряжение изгиба в сечении, МПа;

Κ _σ- эффективный коэффициент концентрации напряжения;

ε _σ- масштабный фактор;

где M_ИD^Σ - суммарные напряжения изгиба в сечении, Н·мм;

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу, мм ³ ;

Концентратор 1- шпоночный паз.

Κ _σ = 2,00; Κ _τ = 1,90; ε _σ = 0,90; ε _τ = 0,75.

Концентратор 2 - напрессованное колесо по

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении D

где ψ _τ =0.05 - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла

τ_КР - напряжение кручения в сечении, МПа;

где W_r - полярный момент сопротивления сечения кручению, мм ³ .

Общий запас прочности в сечении D

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается .

Сечение B

Концентратор 1- напрессованное кольцо подшипника по L0 / k6.

Сопротивление усталости сечения B обеспечивается.

Вал ІІ

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же, как на I валу.

Сечение C

Концентратор 1- шпоночный паз.

Κ _σ = 2,00; Κ _τ = 1,90; ε _σ = 0,85;

ε _τ = 0,73.

Концентратор 2 - напрессованное колесо по

Общий запас прочности в сечении C

Сопротивление усталости сечения C обеспечивается.

Сечение D

Концентратор 1- шпоночный паз.

Κ _σ = 2,00; Κ _τ = 1,90; ε _σ = 0,89;

ε _τ = 0,78.

Концентратор 2 - напрессованная ступица звездочки по

Сопротивление усталости сечения D обеспечивается.

Сечение А

Концентратор 1- напрессованное кольцо подшипника по L0 / k6.

W_ρ = 0,2 d ³ = 0,2 ·35 ³ = 8575 мм³;

W = 0,1 d ³ = 0,1 ·35 ³ = 4287,5 мм³.

Сопротивление усталости сечения A обеспечивается.

10 Допуски и посадки для сопрягаемых деталей

Таблица 2 – Таблица допусков и посадок

Сопряжение	Посадка	Отклонения	Зазоры	Натяги
Отверстия	Вала
верхнее	нижнее	верхнее	нижнее	max	min	max	min
Ведущий вал
Корпус-крышка	52 H7-h11	+30			-190			-	-
Корпус-подшипник	52 H7-l0	+30			-13			-	-
Вал-втулка	20 F8-k6	+53	+20	+15	+2			-	-
Вал-подшипник	20 L0-k6		-10	+15	+2	-	-
Вал-колесо	24 H7-k6	+21		+15	+2
Корпус-крышка	52 H7-h8	+30			-46			-	-
Шпонка-вал	8N9-h9		-36		-36
Шпонка-колесо	8Js9-h9	+18	-18		-36
Ведомый вал
Корпус-крышка	62 H7-h11	+30			-190			-	-
Корпус-подшипник	62 H7-l0	+30			-13			-	-
Вал-втулка	35 F8-k6	+64	+25	+18	+2			-	-
Вал-подшипник	35 L0-k6		-12	+18	+2	-	-
Вал-колесо	40 H7-k6	+25		+18	+2
Корпус-крышка	62 H7-h8	+30			-46	-76		-	-
Шпонка-вал	12 N9-h9		-43		-43
Шпонка-колесо	12 Js9-h9	+21	-21		-43

Список использованной литературы

1. Полканова О.Г., Хлесткина В.Л. “Расчет зубчатых передач” – Методические указания – УГНТУ, 1996. – 30с.

2. Варианты заданий для проектирования приводов в курсе “Детали машин”: Методические указания./Сост. А. С. Сулейманов, Д. Ф. Хитин. - Уфа: Издательство УГНТУ, 1998. -29 с.

3. Расчёт зубчатых передач на прочность: Методические указания./Сост. А. С. Сулейманов, Д. Ф. Хитин, Э. А. Щеглов. - Уфа: Издательство УГНТУ, 1995. -30 с.

4. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие для машиностроит. спец. техникумов./ Дунаев П. Ф., Лепиков О. П. - М.: Высшая школ., 1984. -336 с.

5. Подшипники качения: Справочник -каталог./Под редакцией В. Н. Нарышкина, Р. В. Коросташевского. - М.: Машиностроение, 1992. -608 с.

6. Расчёт валов: Методические указания./ Сост. Полканова О.Г., Хлесткина В.Л. - Уфа: Издательство Уфимского нефтяного института, 2000. -21 с.

7. Детали машин: Атлас конструкций./Под редакцией Д. Н. Решетова. - М.: Машиностроение, 1979. -367 с.

8. Допуски и посадки: Методические указания./Сост. Е. А. Митюрев, В. К. Загорский, Д. Ф. Хитин. - Уфа: Издательство Уфимского нефтяного института, 1990. -30 с.

9. Детали машин. Проектирование: Справочное учебно – методическое пособие./ Л.В. Курмаз, А..Т. Скойбеда. – Москва: Высшая школа, 2005.-309 с.

10. Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие. Часть 2. / А. В. Кузьмин, Н. Н. Макейчик, В. Ф. Калачев и др. - Минск: Высшая школа, 1982. - 334 с.