dunaev_lelikova (819766), страница 36
Текст из файла (страница 36)
Примем подшипник шариковый радиальный однорядный средней серии 30б. По табл. 19.! 8: С, = 28100 Н; См = 14600 Н. Как и раньше, для опоры А: Х= 1; У = О. 290 Для опоры Б отношение А,о/ Со., = 520/14600 = 0,0356. Из табл. 6.1 выписываем: Х= 0,56; 1'= 1,92; е = 0,23. Отношение Ав/(И~ в) = 520/(1 1656) = 0 314, что больше е = 023. Тогда для опоры Б: Х= 0,56 и 1 = 1,92. Эквивалентные динамические нагрузки в опорах А и Б соответственно: Аво=! 1 1895 1,4 1=2653 Н Аво = (1 .
0,56 1656+ 1,92 520) 1,4. 1 = 2696 Н. Расчетный ресурс подшипника более нагруженной опоры Б при ам = 07 ир= 3: (28100~ 1О Е„о =07 =9173 ч. (, 2696 /' 60 1440 Это больше требуемого ресурса Е'~ом = 8500 ч. Поэтому для входного вала принимаем подшипник 306. Основные размеры подшипника: И = 30 мм, /7 = 72 мм, А = 19 мм. Подбор подшипников для выходного вала. Частота вращения вала п = 290,5 мин ', Н = 40 мм; требуемый ресурс подшипников Г~оы = 8500 ч. Схема установки подшипников — враспор.
Радиальные реакции опор: А„в = 3768 Н, А,г = 6880 Н. Вал нагружен осевой силой Г„= 520 Н. Возможны кратковременные перегрузки до 150 о4 номинальной нагрузки. Условия эксплуатации подшипников— обычные. Ожидаемая температура работы /мо = 45 'С. Предварительно принимаем подшипник шариковый радиальный однорядный легкой серии 208. По табл. 19.18 для этого подшипника: С„= 32000 Н, С,„= 17800 Н. Осевые составляющие для радиальных подшипников А,в = А,г = О. Из условия равновесия вала (рис.
13.1, а): А,г = 0; А~в = г, = 520 Н. Так как Акг = О, то для опоры Г: Х= 1, Г= О. Для опоры В отношение А,в / Со, = 520 / 17800 = 0,0292. Из табл. 6.1 выписываем: Х= 0,56; 1'= 1,98; е = 0,22. Отношение А,в / (И~,в) = 520 / (1 3768) = 0,138 < е = 0,22; коэффициент И= 1 при вращении внутреннего кольца относительно вектора А,в. Тогда для опоры В: Х = 1, 1" = О. Эквивалентные динамические нагрузки при Кв = 1,4 и Кт = 1: 291 Явв = УХКвКвКт = 1 1 3768 1,4 1 = 5275 Н; Явг= РХЯгКьКт=1 1 6880 1,4 1=9632Н Расчетный ресурс подшипника более нагруженной опоры Г при ап = 0,7 и р = 3; ( С„~! 10 (32000! 10 1,Яе,! 60п 1, 9632 ~! 60 290,5 Это меньше требуемого ресурса Т,'~о,ь = 8500 ч, поэтому подшипник 208 не подходит. Примем для расчета подшипник шариковый радиальный однорядный средней серии 308.
По табл. 19.18 для него: С„= 41000 Н, См = 22400 Н. Ширина подшипника В = 23 мм. Поэтому изменяются некоторые размеры 1см. Рис. 13.1 и 3.11): 15 = 75 мм, 14 = 37,5 мм, 1, = 69,5 мм. Изменения эти незначительны и влиянием их на величины реакций можно пренебречь. Проводя расчеты, аналогичные приведенным выше, получим для более нагруженной опоры Г расчетный ресурс Е~лы = 3097 ч, что меньше требуемого, поэтому подшипник 308 также не подходит.
Примем для дальнейших расчетов роликовый конический подшипник легкой серии 7208А. Схема установки подшипников— враспор. Из табл. 19.24; с! = 40 мм, .0 = 80 мм, Т = 20 мм, е = 0,37, С,. = 58300 Н, У = 1,6. Расстояние между заплечиками вала по компоновочной схеме 1, = 52 мм 1см. Рис. 3.11). Тогда расстояние между широкими торцами наружных колец подшипников 1см. Рис.
6.1, 6.2) 1„= 1, + 2Т = 52 + 2 . 20 = 92 мм. Смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника а = 0,5[Т ч- ф ч- О) е 1 3] = 0,5 !20 + 140 ч- 80)0,3713! = 17,4 мм. Расстояние 1~ 1см. Рис. 13.1) равно 1з=1„— 2а=92 — 2 174=57 мм.
Другие линейные размеры: 14 = 28,5 мм, 16 = 27 + 6 + 48 — 20 + + 17,4 = 78,4 мм. Найденные размеры существенно отличаются от ранее принятых !сравните, раньше было: 15 = 70 мм, 14 = 35 мм, 1е = = 72 мм). Поэтому пересчитаем радиальные реакции опор для выходного вала редуктора. Получим: Я„в = 4977 Н, В,г = 8137 Н. 292 Для определения осевых нагрузок на опоры приведем схему нагружения вала (рис. 13.1) к виду, представленному на рис. 6.4, а. Получим: 77о = 77,г = 8137 Н, 77а = 77,» = 4977 Н, Р„= 520 Н.
Определяем осевые составляющие: Ло = 0,83 е 77п = 0,83 0,37 . 8137 = 2499 Н; 77а= 0,83 е 77о= 0,83 0,37 4977 = 1528 Н. Так как /7о > 77а и г", > О, то в соответствии с табл. 6.2 находим осевые силы, нагружающие подшипники: /7ы = 77п = 2499 Н; К т = 77 ~ + Р = 2499+ 520 = 3019 Н. Отношение 77„~ / (к77н) = 2499 / (1 8137) = 0,307, что меньше е = 0,37 и для опоры 1: Х = 1, У = О. Отношение Я„т/(к77о) = 3019/(1 к х 4977) = 0,61, что больше е = 0,37 и для опоры 2: Х= 0,4 и т'= 1,6. Эквивалентные динамические нагрузки при К» = 1,4 и Кт = 1: 77»~ = ~'Х/7оК»Кт = 1 1 8137 1,4 1 = 11392 Н; 77»т = (кХ/тт ь УЯ,т )К»Кт = (1 0,4 4977+ 1,6 3019) 1,4 1 = 9550 Н.
Расчетный ресурс более нагруженного подшипника опоры 1 (опоры Г) при ан = 0,6 (обычные условия применения, см. с. 142), р = 1О / 3 = 3,33 (роликовый подшипник) Это меньше требуемого ресурса 7.'~о,» = 8500 ч, поэтому подшипник 7208А не подходит. Длл дальнейших расчетов примем подшипник конический роликовый средней серии 7308А.
Из табл. 19.24: Ы = 40 мм, 77 = 90 мм, Т = 25,5 мм, е = 0,35, С„= 80900 Н, 7'= 1,7. Уточняем линейные размеры при установке этих подшипников: 1„= 1, + 27'= 52+ 2 25,5 = 103 мм. Смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника а = 0,5 [Т-ь (И -ь Р) е/3! = 0,5 [25,5 + (40 + 90)0,3 5/3] = 20,3 мм.
Расстояния: 1, = 1„— 2а = 103 — 2 203 = 62 мм; 14 = 31 мм, 1» = = 27 + 6 ч- 48 — 25,5 -ь 20,3 = 75,8 мм (см. рис. 3.11). 293 Уточнив в связи с изменившимися расстояниями радиальные реакции опор, получим: Я,в = 4387 Н, Я,г = 7528 Н. Приведем схему нагружения вала к виду, представленному на рис. 6.4, а. Имеем; Ян =Я,г= 7528 Н, Ям=Я,в =4387 Н, Г»= 520 Н. Осевые составляющие: Я„= 0,83еЯн = 0,83 0,35 . 7528 = 2187 Н; Яп= 0,83 еЯп = 0,83 0,35 4387 = 1274 Н. Так как Я, ~ > Яп и Я, > О, то в соответствии с табл. 6.2 находим осевые силы, нагружающие подшипники: Я,| =Ян = 2187 Н; Ям=Я,1+Я,=2!87+ 520=2707 Н. Отношение Я,~/(РЯ„1) = 2187/(1 7528) = 0,29, что меньше е = 0,35 и для опоры /: Х= 1, У= О.
Отношение Я,~/(И~„~) = 2707/(1 4387) = = О 617, что больше е = О 35 и для опоры 2: Х= О 4 и У= 1,7. Эквивалентные динамические нагрузки при Кв = 1,4 и Кт = 1: Яв = РХЯнКьКт = 1 1 7528 1,4 1 = 10539 Н; Яы=(РХЯ„+УЯ„)К,К,=(1 0,4 4387+1,7 2707)1,4 1=8899Н.
Расчетный ресурс подшипника более нагруженной опоры / (опоры Г) при азз = О, 6 ир = 3,33 1,Яв) 60п (,10539) 60 290,5 Это больше требуемого ресурса, поэтому подшипник 7308А пригоден. Выбор посадок колец подшипников. Входной вал редуктора установлен на подшипниках шариковых радиальных 306. Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно вектора действующей радиальной нагрузки и имеет, следовательно, циркуляционное нагружение. Отношение эквивалентной динамической нагрузки к динамической грузоподъемности Яв/С„ = = 2696/28100 = 0,096. По табл. 6.6 выбираем поле допуска вала lсб.
Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно вектора радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. По табл. 6.7 выбираем поле допуска отверстия Н7. На выходной вал редуктора устанавливают конические роликовые подшипники 7308А. Отношение Яв /С„= 10539/80900 = 0,13. По табл. 6.6 и 6.7 принимаем поля допусков: вала — тб, отверспи — Н7. 294 ~!ь,. Построение эпюр моментов. Входной вап грие.
13.2„а). Для построения эпюр определяем значения изгибаюпьих моментов в характерных сечениях вала. а) йерлмнапьнал лминмьль ( 'ги1) Э) Эирлмнапьнал лили»поль ~И7) в пв Е В р»в Лавра М„,пм Элюра М», нм 1П,9 аш1п Цвьинллгльиая миг»пила 1»а1) рл рпг йрилинтипьмлг пвенмьль 1»"И) ри р»г Эпмра Ми> пм 195,б Эпмра М, пм Жуг 11~Я~~ Эпмра М„, пм Нирджение рм Явора М„, н.м Ялмра М», пм Рис. 13.2 Вертикальная плоскость ()'О2): — сечение А М„= 0; — сечениеЕ М,=Яьв!~ =1236 34 1О'=42 Нм; — сечение Б М„= О. Горизонтальная плоскость (ХО2): — сечение А М, = 0; — сечение Е слева М, = Ядг 1~ = 325,2 ' 34 ' 1О ~ = ! 1 Н' м; — сечение Е справа М, = )4г 1, + Е„4 !2= 325,2 .
34 . 1О '+ 520 х х 35,255 1О '! 2 = 20,1 Н.м; — сечение Б М, = О. Нагружение от муфты: — сечениеД М„= 0; — сечение А М„ = Е„ 1, = 333 58 .1О ' = 19,3 Н м; — сечение Б М„ = О. Передача вращающего момента происходит вдоль оси вала со стороны входного участка до середины шестерни (эпюра М„); М„. = Т = = 44,5 Н м. Подобным образом строят эпюры моментов для выходного вала (рис. 13.2, б).
Эпюры построены для значений расстояний и радиальных реакций, соответствующих установке вала на окончательно выбранных подшипниках 7308А: 1~ = 62 мм, 1, = 31 мм, 1ь = = 76 мм, Ягв = 4543,5 Н, Явв = 585,5 Н Ягг = 6002 Н Евг = 4348 Н. Из сопоставления размеров валов и эпюр моментов следует, что наиболее нагруженным является выходной вал редуктора. Расчет на прочность выходного вала проведем в соответствии с формулами разд. 12.4. Ранее в качестве материала вала была принята сталь марки 45: о, = 900 Нlмм', о, = 650 Нlмм', о ~ = 410 Нlмм, т ~ = 230 Нlмм, т, = 390 Нlмм, ц~, = 0,1 (см.
табл. 12.8). В соответствии с формой вала и эпюрами изгибающих М„, М, и вращающего М, моментов (рис. 13.2, б) предположительно опасным сечением является сечение à — место установки подшипника. Расчет сечения Г на статическую прочность. Суммарный изгибающий момент при коэффициенте перегрузки К„= 2,5 М,„„= К„Мз + М,' = 2,5 112,9' + 195,б' = 5б4,6 Н м. Моменты сопротивления сечения вала 296 !г'=к6/' /32=3,14 40'/32 =6280 мм';!!'„=2!!'=2 6280=12560мм' Нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении: о=102М,„,„/!00'=10 5646/6280= 899Н/мм; т =10 М„,„,„/!!'„=1О' 2,5.216/12560= 43Н/мм'. Частные коэффициенты запаса прочности Я„= о, / о = 650/89 9 = 7,2; Я„= т, / т = 390/43 = 9„1 . Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести 5,=5,.5„1,гВ,'.+В„' -=12 011112' ° 01' =56 151=20.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
