9. Проверка долговечности подшипника
Ведущий вал.
Из
предыдущих расчетов имеем
3240
Н,
1210
Н и
717
Н; из первого
этапа компоновки
82
мм.
Реакции опор:
в плоскости xz
Н;
в плоскости yz
Рис. 4 Расчетная схема ведущего вала
Проверка:
Суммарные реакции
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.
Намечаем
радиальные шариковые подшипники 308:
40
мм;
90
мм;
23
мм;
41,0
кН и
22,4 кН.
Эквивалентная
нагрузка по формуле
в которой радиальная нагрузка
1786
Н; осевая
нагрузка
717
Н; V=
1 (вращается
внутреннее кольцо);
коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров
;
1
([1] см. табл. 9.19-9.20).
Отношение
;
этой величине
(по [1] табл.
9.18) соответствует
.
Отношение
>e;
0,56
и
1,88.
Н.
Расчетная долговечность, млн. об [[1] формула (9.20)]
млн.об.
Расчётная долговечность, ч
ч,
что больше установленных ГОСТ 16162-85 (см. также [1]с. 307).
Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий:
3240 Н, 1210 Н и 717 Н;
Нагрузка
на вал от цепной передачи
Н
Составляющие этой нагрузки
Н.
Из
первого этапа компоновки
82
мм.
Реакции опор:
в плоскости xz
H.
H.
Проверка:
в плоскости xy
H.
Проверка:
Суммарные реакции
Н
Н
Выбираем
подшипники по более нагруженной опоре
4. Роликоподшипники радиальные
312 средней
узкой серии (см.[1] таб. П3):
60
мм;
130
мм;
31
мм;
81,9
кН и
48,0
кН. Отношение
;
этой величине (по
[1] табл. 9.18) соответствует
(получаем, интерполируя).
Отношение
<
;
следовательно,
Поэтому
Н.
(Примем
1,2,
учитывая, что цепная передача усиливает
неравномерность нагружения.)
Расчетная долговечность, млн. об
млн.об.
Расчётная долговечность, ч
ч,
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000ч. (таков ресурс самого редуктора),
но
не должен быть менее 10000ч.
(минимально
допустимая долговечность подшипника).
В нашем случае подшипники ведущего вала
308 имеет ресурс
ч.,
а
подшипники ведомого вала 312 имеют
ресурс
ч.
12. Уточненный расчет валов
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s [s].
Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Ведущий вал:
Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 45, термическая обработка - улучшение.
По
([1] табл. 3.3) при
диаметре заготовки до 90
мм (в нашем
случае
мм;
среднее
значение
780
МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
МПа.
Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности
где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла
При
32
мм;
мм;
5мм;
мм3
МПа
Принимаем
(см.[1]
табл. 8.5);
(см.
[1] табл. 8.8);
(см.
[1] с. 166).
ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть
при
25·103
Н·мм<
<
250·103
Н·мм.
Приняв
у ведущего вала длину посадочной части
под муфту равной длине полумуфты
мм,
получим изгибающий момент в сечении А
- А
от консольной
нагрузки
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности
получился
близким к коэффициенту запаса
.
Это незначительное расхождение
свидетельствует о том, что консольные
участки валов, рассчитанные по крутящему
моменту и согласованные с расточками
стандартных полумуфт, оказываются
прочными и что учет консольной нагрузки
не вносит существенных изменений. Надо
сказать и о том, что фактическое
расхождение будет еще меньше, так как
посадочная часть вала обычно
бывает короче, чем длина полумуфты, что уменьшает значения изгибающего момента и нормальных напряжений.
Такой большой коэффициент запаса прочности (28,3 или 8,3) объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.
По той же причине проверять прочность в сечениях Б - Б и В - В нет необходимости.
Ведомый вал.
Материал вала - сталь 45 нормализованная; 570 МПа.
Пределы
выносливости
МПа
и
МПа.
Сечение А-А.
Концентрация
напряжений обусловлена наличием
шпоночной канавки (см.[1]
табл. 8.5)
и
масштабные факторы
(см.[1] табл.
8.8); коэффициенты
и
(см.
[1] с. 163 и 166).
Крутящий момент Т2 = 540 ·103 Н·мм.
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
Н
·мм;
изгибающий момент в вертикальной плоскости
Н
·мм;
суммарный изгибающий момент в сечении А - А
Н·
мм.
Момент
сопротивления кручению (
65мм;
мм;
7мм;)
мм
Момент сопротивления изгибу (см.[1] табл. 8.5)
мм
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
МПа
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
МПа;
среднее напряжение
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А
Сечение
К-К. Концентрация
напряжений обусловлена посадкой
подшипника с гарантированным натягом
(см.[1] табл.
8.7);
и
;
принимаем
и
.
Изгибающий момент
Н·мм.
Осевой момент сопротивления
мм
Амплитуда нормальных напряжений
МПа;
Полярный момент сопротивления
мм
.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
МПа.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К
Сечение
Л-Л. Концентрация
напряжений обусловлена переходом от
Ø60
мм к Ø55
мм: при
и
коэффициенты концентрации напряжении
и
(см.[1]
табл. 8.2).
Масштабные факторы (см.[1]
табл. 8.8)
.
Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К
Осевой момент сопротивления сечения
мм
Амплитуда нормальных напряжений
МПа.
Полярный момент сопротивления
мм
.
Амплитуда
и среднее напряжение цикла касательных
напряжений
МПа.
Коэффициенты запаса прочности
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения л-л
Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (см.[1] табл. 8.5):
Изгибающий
момент (положим
мм)
Н·
мм.
Момент
сопротивления сечения нетто при
мм;
6
мм;
мм
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
МПа
Момент сопротивления кручению сечения нетто
мм
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений
МПа.
Коэффициенты запаса прочности
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б
Сведем результаты про верки в таблицу:
Сечение |
A-A |
K-K |
Л-Л
|
Б-Б |
Коэффициент запаса s |
8,3 |
4,7 |
4,6 |
5,04 |
Во всех сечениях s [s].
Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников
Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в. табл. 10.13.
Н7
Посадка зубчатого колеса на вал р6 по ГОСТ 25347 - 82.
Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора H7j116 .
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.
Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. 10.13.
Выбор сорта масла
Смазывание
зубчатого зацепления производится
окунанием зубчатого колеса в масло,
заливаемое внутрь корпуса до уровня
обеспечивающего погружение колеса
примерно на 10 мм. Объем масляной ванны
V
определяем из расчета 0,25
масла на 1 кВт передаваемой мощности:
.
По
табл. 10.8 устанавливаем вязкость масла.
При контактных напряжениях
и скорости
м/с
рекомендуемая вязкость масла должна
быть примерно равна
.
По табл. 10.10 принимаем масло
индустриальноеИ-30А (по ГОСТ 20799-
).
Камеры
подшипников заполняем пластичным
смазочным материалом УТ-1 (см. табл.
9.14), периодически пополняем его шприцем
через пресс-масленки.
Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживаю мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 °С;
в
ведомый вал закладывают шпонку
и
напрессовывают зубчатое колесо до упора
в бурт вала; затем надевают распорную
втулку, мазеудерживающие кольца и
устанавливают шарикоподшипники,
предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.
Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звёздочку и закрепляют её торцовым креплением; винт торцового крепления стопорят специальной планкой.
Затем ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.
Заливают
в корпус масло и закрывают смотровое
отверстие крышкой с прокладкой из
технического картона; закрепляют крышку
болтами.
Собранный редуктор обкладывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.