Проверка долговечности подшипников

Й вал

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 305 средней серии со следующими параметрами:

d = 25 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 62 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 22,5 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co= 11,4 кН - статическая грузоподъёмность.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1= 431,562 H;

Pr2= 417,205 H.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ= (Х xV xPr1+ Y xPa) xКбxКт,

где - Pr1= 431,562 H - радиальная нагрузка; Pa= Fa= 113,399 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб= 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт= 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0,01; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,135.

Отношение 0,263 > e;£ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,56; Y = 2,358.

Тогда: Pэ= (0,56 x1 x431,562 + 2,358 x113,399) x1,6 x1 = 814,492 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = = = 21080,8 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh= 379834,234 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n1= 925 об/мин - частота вращения вала.

Й вал

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 307 средней серии со следующими параметрами:

d = 35 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 80 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 33,2 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co= 18 кН - статическая грузоподъёмность.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1= 374,474 H;

Pr2= 1725,443 H.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ= (Х xV xPr2+ Y xPa) xКбxКт,

где - Pr2= 1725,443 H - радиальная нагрузка; Pa= Fa= 113,399 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб= 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт= 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0,006; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,085.

Отношение 0,066 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ= (1 x1 x1725,443 + 0 x113,399) x1,6 x1 = 2760,709 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = = = 1739,211 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh= 125348,541 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n2= 231,25 об/мин - частота вращения вала.

Й вал

Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 309 средней серии со следующими параметрами:

d = 45 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 100 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 52,7 кН - динамическая грузоподъёмность;

Co= 30 кН - статическая грузоподъёмность.

Радиальные нагрузки на опоры:

Pr1= 1435,813 H;

Pr2= 574,325 H.

Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.

Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:

Рэ= (Х xV xPr1+ Y xPa) xКбxКт,

где - Pr1= 1435,813 H - радиальная нагрузка; Pa= Fa= 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб= 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт= 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0.

Отношение 0 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: Pэ= (1 x1 x1435,813 + 0 x0) x1,6 x1 = 2297,301 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = = = 12071,97 млн. об.

Расчётная долговечность, ч.:

Lh= 2697152,701 ч,

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n3= 74,597 об/мин - частота вращения вала.

Подшипники

Уточненный расчёт валов

Расчёт 1-го вала

Крутящий момент на валу Tкр.= 16076,539 Hxмм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45Л. Для этого материала:

- предел прочности sb= 540 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

s-1= 0,43 xsb+ 100 = 0,43 x540 + 100 = 289 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

t-1= 0,58 xs-1= 0,58 x289 = 167,62 МПа.

1 - е с е ч е н и е.

Диаметр вала в данном сечении D = 22 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St= , где:

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

tv= tm= 0,5 x4,333 МПа,

здесь

Wк нетто=

1855,094 мм 3

где b=8 мм - ширина шпоночного паза; t1=4 мм - глубина шпоночного паза;

- yt= 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- kt= 1,5 - находим по таблице 8.5[1];

- et= 0,83 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

St= 19,706.

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для редукторов должна быть 2,5 x.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм, получим Мизг.= 2,5 x2,5 x12679,329 Нxмм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss= , где:

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv= 20,356 МПа,

здесь

Wнетто=

809,729 мм 3,

где b=8 мм - ширина шпоночного паза; t1=4 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm= 0 МПа, где

Fa= 0 МПа - продольная сила в сечении,

- ys= 0,27 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- ks= 1,6 - находим по таблице 8.5[1];

- es= 0,83 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

Ss= 7,144.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = = 6,716

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

Расчёт 2-го вала

Крутящий момент на валу Tкр.= 62072,803 Hxмм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности sb= 780 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

s-1= 0,43 xsb= 0,43 x780 = 335,4 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

t-1= 0,58 xs-1= 0,58 x335,4 = 194,532 МПа.

2 - е с е ч е н и е.

Диаметр вала в данном сечении D = 40 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 12 мм, глубина шпоночной канавки t1= 5 мм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss=

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv= 5,474 МПа,

здесь

Wнетто=

5364,435 мм 3,

где b=12 мм - ширина шпоночного паза; t1=5 мм - глубина шпоночного паза;

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm= 0,09 МПа, Fa= 113,399 МПа - продольная сила,

- ys= 0,2 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- ks= 1,8 - находим по таблице 8.5[1];

- es= 0,88 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

Ss= 29,011.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St= где:

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

tv= tm= 2,665 МПа,

здесь

Wк нетто=

11647,621 мм 3,

где b=12 мм - ширина шпоночного паза; t1=5 мм - глубина шпоночного паза;

- yt= 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- kt= 1,7 - находим по таблице 8.5[1];

- et= 0,77 - находим по таблице 8.8[1];

Тогда:

St= 30,721.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = = 21,093

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

3 - е с е ч е н и е.

Диаметр вала в данном сечении D = 35 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss=

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv= 15,35 МПа,

здесь

Wнетто= 4209,243 мм 3

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm= 0,118 МПа, Fa= 113,399 МПа - продольная сила,

- ys= 0,2 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- s= 3,102 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

Ss= 6,829.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St= где:

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

tv= tm= 3,687 МПа,

здесь

Wк нетто= 8418,487 мм 3

- yt= 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- = 2,202 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

St= 22,261.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = = 6,529

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

Расчёт 3-го вала

Крутящий момент на валу Tкр.= 176205,069 Hxмм.

Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

- предел прочности sb= 780 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

s-1= 0,43 xsb= 0,43 x780 = 335,4 МПа;

- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

t-1= 0,58 xs-1= 0,58 x335,4 = 194,532 МПа.

2 - е с е ч е н и е.

Диаметр вала в данном сечении D = 45 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]).

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Ss=

- амплитуда цикла нормальных напряжений:

sv= 7,704 МПа,

здесь

Wнетто= 8946,176 мм 3

- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

sm= 0 МПа, Fa= 0 МПа - продольная сила,

- ys= 0,2 - см. стр. 164[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];

- s= 3,102 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

Ss= 13,614.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

St= где:

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

tv= tm= 4,924 МПа,

здесь

Wк нетто= 17892,352 мм 3

- yt= 0.1 - см. стр. 166[1];

- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].

- = 2,202 - находим по таблице 8.7[1];

Тогда:

St= 16,669.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

S = = = 10,544

Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.

Тепловой расчёт редуктора

Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А = 0,73 мм 2(здесь учитывалась также площадь днища, потому что конструкция опорных лап обеспечивает циркуляцию воздуха около днища).

По формуле 10.1[1] условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе:

Dt = tм- tв= £ [Dt],

где Ртр= 1,573 кВт - требуемая мощность для работы привода; tм- температура масла; tв- температура воздуха.

Считаем, что обеспечивается нормальная циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплоотдачи Kt = 15 Вт/(м 2xoC). Тогда:

Dt = 20,399 o £ [Dt],

где [Dt] = 50 oС - допускаемый перепад температур.

Температура лежит в пределах нормы.

Выбор сорта масла

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм 3масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V = 0,25 x1,573 = 0,393 дм 3.

По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях sH= 317,826 МПа и скорости v = 1,957 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 x10 -6м/с 2. По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75*).

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957-73 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшинпиков заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.

Выбор посадок

Посадки элементов передач на валы - Н7/р6, что по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.

Посадки муфт на валы редуктора - Н8/h8.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 8.11[1].

Технология сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. 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 в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. 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 крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Заключение

При выполнении курсового проекта по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.

Целью данного проекта является проектирование привода цепного конвейера, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.

В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.

Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта.

Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.

По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.

По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.

Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого.

Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.

При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданные требования.

Список использованной литературы

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003 г., 496 c.

3. Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный сказ', 2004 г., 454 c.: ил., черт. - Б.ц.

4. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. 'Детали машин', М.: Машиностроение, 1983г., 384 c.

5. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение, 1983 г., 575 c.

6. Гузенков П.Г., 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986 г., 360 с.

7. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение, 1979 г., 367 с.

8. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975 г., 542 с.

9. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин', 3-е изд. - Минск: Вышейшая школа, 1986 г., 402 c.

10. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984 г., 310 c.

11. 'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов, 1978 г., 311 c.

12. Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение, 1983 г., 588 c.

13. 'Подшипники качения': Справочник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984 г., 280 с.

14. 'Проектирование механических передач' / Под ред. С.А. Чернавского, 5-е изд. М.: Машиностроение, 1984 г., 558 c.