Студопедия
Случайная страница | ТОМ-1 | ТОМ-2 | ТОМ-3
АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатика
ИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханика
ОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторика
СоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансы
ХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника

Подбор шпонок и проверочный расчёт шпоночных соединений.

Читайте также:
  1. Аналитический расчёт мощности теплопоступлений в изотермические вагоны и контейнеры для проектных целей
  2. Аналитический расчёт мощности теплопоступлений в рефрижераторные вагоны и контейнеры для условий эксплуатации в однородной климатической зоне
  3. Величины зазоров в шпоночных соединениях систем тепловых расширений турбин производства ТМЗ
  4. Виды конических соединений.
  5. Вспомогательное оборудование ХУ. Назначение, методы расчета и подбора.
  6. Выбор посадок шпоночных соединений
  7. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

 

Шпонки подбирают по таблицам ГОСТа в зависимости от диаметра вала и проверяют расчётом соединения на смятие.

 

Быстроходный вал. Для консольной части вала при dв1 = 30 мм по табл. П49 подбираем призматическую шпонку b x h = 8 х 7 мм. Длину шпонки принимаю из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала l1 = 50 мм на 3…10 мм и находилась в границах предельных размеров длин для шпонок (см. последние два столбца табл. П49). Принимаю l = 45 мм – длина шпонки со скругленными торцами. Расчётная длина шпонки (см. рис. к табл. П49)

 

lp = l – b = 45 – 8 = 37 мм.

 

Допускаемые напряжения смятия в предположении посадки полумуфты, изготовленной из стали [sсм] = 100…150 МПа.

Вычисляю расчётное напряжение смятия:

4,4 Т1
4,4 × 105


d lр h
30 × 37 × 7 × 10­-9
sсм = = = 49.6 × 106 Па < [sсм]

 

 

Итак, принимаю шпонку 8 х 7 х 35

 

Тихоходный вал. 1. Для выходного конца вала при dв2 = 50 мм по табл. П49 принимаю призматическую шпонку b x h = 14 х 9 мм. При l2 = 85 мм из ряда стандартных длин (см. табл. П49) принимаю для шпонки со скругленными торцами l = 80 мм. Расчётная длина шпонки

 

lp = l – b = 80 – 14 = 66 мм.

 

Расчётное напряжение смятия:

4,4 Т2
4,4 × 509,3


dв2 lр h
50 × 66 × 9 × 10­-9
sсм = = = 74,7 × 106 Па

 

Значение этого напряжения лежит в допустимых пределах даже в случае посадки на вал чугунной ступицы, при которой [sсм] = 60…90 МПа. Следовательно, принимаю шпонку 14 х 9 х 80

 

2. Для вала под ступицу зубчатого колеса при d2 = 60 мм по табл. П49 принимаю призматическую шпонку b x h = 18 х 11 мм. Так как lст = 75 мм, то следует принять длину призматической шпонки со скругленными торцами l = 70 мм. (см. табл. П49). Расчётная длина шпонки

lp = l – b = 70 – 18 = 52 мм.

 

Расчётное напряжение смятия:

4,4 Т2
4,4 × 509,3


50 × 52 × 9 × 10­-9
sсм = = = 97,4 × 106 Па < [sсм]

d2III lр h

 


Итак, под ступицу колеса выбираю шпонку 18 х 11 х 70


 

11Подбор подшипников.

Подшипники качения подбирают по таблицам ГОСТа в зависимости от размера и направления действующих на подшипник нагрузок; диаметр цапфы, на которую насаживается подшипник; характера нагрузки; угловой скорости вращающего кольца подшипника; желательного срока службы подшипника и его наименьшей стоимости.

Быстроходный (ведущий) вал. 1. Определяю нагрузки, действующие на подшипники;

осевая сила

Fa =814 H;

радиальная сила

 


FrA = Ö Х2А + Y2A = Ö 16952 +472,32 = 1760 H;

FrB = Ö Х2B + Y2B = Ö 16952 + 827,72 = 1886 H.

 

 

Так как FrB > FrA, то подбор подшипников ведём по опоре В, как наиболее нагруженной.

 

2. Вбираю тип подшипника. Так как (FrA / FrB) 100 % = (1760 / 1886) 100 % = 93,3 % > 20…25 %, то принимаю радиально-упорные конические роликоподшипники.

 

3. Определяю осевые составляющие реакций конических роликоподшипников при е = 0, 319 (см. табл. П43) для средней серии при d = 35 мм:

SA = 0,83 e FrA = 0,83 × 0,319 × 1760 = 466 H;

SB = 0,83 e FrB = 0,83 × 0,319 × 1886 = 499 H.

 

4. По табл. 5 нахожу суммарные осевые нагрузки: так как

 

SA < SB и Fa = 814 H > SB - SA = (499 – 466) H.

 

FАа = SА = 466 Н и F aB = SА + Fа = 466 + 814 = 1280 Н

5. Назначаю долговечность подшипника, и определяем значения коэффициентов. Для подшипников редукторов

 

рекомендуется Lh = (12…25) 103 ч., принимаю Lh = 15∙

103 ч; V = 1, так как вращается внутреннее кольцо (см. табл. П45); Кб = 1,6 при умеренных толчках (см. табл. П46); Кт = 1 (см. табл. П47).

При (FaB / VFrB) = 1280 / (1 × 1886) = 0,68 > е = 0,319 по табл. П43 принимаю Х = 0,4 и Y = 1,881; частота вращения быстроходного вала n = n1 = 970 мин-1; для роликовых подшипников a = 10 / 3.

6. Вычисляю требуемую динамическую грузоподъёмность (грузоподъёмную силу) подшипника:

Стр = (XVFrB + Y FaB) Кб Кт (6 × 10-5 nLh)1/a = (0,4 × 1 × 1886 + 1,881 × 1280) 1,6 × 1 (6 × 10-5 970 × 15 × 103)0,3 = (754,4 + 2408) 1,6 × 7,63 = 38,6 × 103 H = 38,6 кН,

 

где lg (6 × 9,65 × 15)0,3 = 0,3 (lg 90 + lg 9,65) = 0,3 (1,954 + 0,985) = 0,882 и (6 × 9,65 × × 15)0,3 = 7,62 – антилогарифм.

 

7. По табл. П43 окончательно принимаю конический роликоподшипник 7307 средней серии, для которого d = 35 мм, D = 80 мм, Tmax = 23 мм, С =47,2 кН, nпр > > 3,15 × 103 мин-1.

 

Так как С ≥ Стр, то долговечность назначенного подшипника существенно выше требуемой (подшипник 7207 имеет С = 34,5 кН, сто ниже Стр и, следовательно, его долговечность ниже требуемой).

 

Тихоходный (ведомый) вал. 1. Определяю нагрузки, действующие на подшипники;

осевая сила

Fa =814 H;

радиальная сил

 


FrA = Ö Х2А + Y2A = Ö 16952 +(-5662) = 1787 H;

FrB = Ö Х2B + Y2B = Ö 16952 + 16662 = 2377 H.

Так как FrB > FrA, то подбор подшипников ведём по опоре В, как более нагруженной.

2. Вбираю тип подшипника. Так как

(FA / FrB) 100 % = (814 / 2377) 100 % = 34 % > 20…25 %,

то принимаю радиально-упорные конические роликоподшипники.

3. Определяем осевые составляющие реакций для предварительно назначенного подшипника 7211 лёгкой серии при е = 0, 411 (см. табл. П43):

SA = 0,83 e FrA = 0,83 × 0,411 × 1787 = 610 H;

SB = 0,83 e FrB = 0,83 × 0,411 × 2377 = 811 H.

4. По табл. 5 нахожу суммарные осевые нагрузки: так как

SA < SB и Fa = 814 H > SB - SA = (811 – 610) H,

то FaA = SA = 610 Н и FaB = SA + Fa = 610 + 814 = 1424 Н (расчётное).

5. При (FaB / VFrB) = 1424 / (1 × 2377) = 0,60 > е = 0,411 по табл. П43 принимаю Х = 0,4 и Y = 1,459;

частота вращения тихоходного вала (уточнённая)

n2 = n1 / u = 970 / 4,85 = 200 мин-1.

6. Требуемую динамическую грузоподъёмность, при Lh = 15 × 103 ч; V = 1, Кб = 1,6; Кт = 1; a = 10 / 3.

Стр = (XVFrB + Y FaB) Кб Кт (6 × 10-5 n2Lh)1/a = (0,4 × 1 × 2377 + 1,459 × 1424) 1,6 × 1 × (60 × 200 × 15 × 103 / 106)0,3 = 23 кН,

где lg (6 × 1,93 × 15)0,3 = 0,3 (lg 90 + lg 1,93) = 0,3 (1,954 + 0,286) = 0,672 и (6 × 1,93 × × 15)0,3 = 4,7 – антилогарифм.

7. По табл. П43 окончательно принимаю конический роликоподшипник 7211 лёгкой серии, для которого d = 55 мм, D = 100 мм, Tmax = 23 мм, С = 56,8 кН, nпр > > 4 × 103 мин-1.

При С ≥Стр долговечность назначенного подшипника существенно выше требуемой. А именно: при Стр = С = 56,8 кН получаю

3
56,8 = (0,4 × 1 × 2,58 + 1,459 × 1,529) = 1,6 × 1 (6 × 10-5 × 200 × Lh)3/10,

56,8
6 × 200
3,262 × 1,6
105
Lh = ()10/3 ∙ = 1,3 × 103 Ö 10,9 × 83,3 =

 

= 357 × 103 ч.

Так как полученное значение Lh >> 25 × 103 ч., а требуемая долговечность Lh = 15 × 103 ч., то такое значительное увеличение долговечности (в 24 раз) следует рассматривать как большой недостаток выбора подшипника.

При наличии полного справочника на подшипники качения конструктор, учитывая долговечность и экономичность, назначит подшипник более лёгкой серии – особо лёгкой или даже сверхлёгкой.

8. Проверю ориентировочно назначенные расстояния а1 и а2. Определяю расстояние от точки приложения реакций до плоскости внешних торцов подшипников: для быстроходного вала

 

а = 0,5 Tmax + (e / 3) (d + D) = 0,5 × 23 + (0,319 / 3) (35 + 80) = 11,5 + 12,2 =23,7 мм;

 

для тихоходного вала

 

а = 0,5 Tmax + (e / 3) (d + D) = 0,5 × 23 + (0,411 / 3) (55 + 100) = 11,5 + 21,2 =32,7 мм.

 

Следовательно, для тихоходного вала расстояние а2 должно быть меньше ориентировочно принятого на 32,7 – 23 = 9,7 мм, а для быстроходного – всего на 0,7 мм.

 

Уменьшение расстояний а1 и а2 приводит к увеличению размера YB и, следовательно, FB и Стр (М – уменьшается). Так как назначенные подшипники имеют большой запас динамической грузоподъёмности, то проверочного расчёта (при уточнённых а1 и а2 можно не выполнять)


 


Дата добавления: 2015-08-13; просмотров: 83 | Нарушение авторских прав


Читайте в этой же книге: Выбор электродвигателя и кинематический расчёт | Выбор марки материала, назначение химико-термической обработки зубьев; определение допускаемых напряжений. | Ориентировочный расчёт валов. Конструктивные размеры зубчатой пары. |
<== предыдущая страница | следующая страница ==>
Проверка прочности валов.| ОСМОТР МЕСТА ПРОИСШЕСТВИЯ

mybiblioteka.su - 2015-2024 год. (0.012 сек.)