Смазка и уплотнение подшипниковых узлов

Точка А: М_А = 0

Точка В: М_В = (М_BXOY² + М_BZOX²)^1/2 = (10² + 26,4²)^1/2 = 28,2 Нм

Точка С: М_C = 120,7 Нм

Точка D: М_D = 0

Таким образом, очевидно, что наиболее нагруженным  является сечение С.

 

 

 

5 Выбор подшипников.

Предварительно, конструктивно, определяем тип и технические характеристики подшипников.

На валу зубчатой передачи нагрузка на опорных узлах радиальная, таким образом, принимаем радиальные шариковые подшипники № 110  ГОСТ 8338-75

d ´ D ´ B = 50 ´ 80 ´ 16 мм.

C = 21,6 кН - динамическая,  C_O = 13,2 кH - статическая -грузоподъемности

Условия нагружения:

R_r = Z_С = 4647 - радиальная нагрузка, Н

А = 0 - осевая нагрузка, Н

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6 Расчет элементов механизма на прочность

6.1 Расчет вала - уточненный

Условие прочности:

S £ [S]

 

где S - расчетный запас прочности.

       [S] = 2,1- допустимый запас прочности.

Определим напряжения в опасных сечениях вала, Н/мм².,

Опасное сечение на валу в точке С, концентратор - переход диаметров с галтелью.

а) Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений s_а равна расчетным напряжениям изгиба s_и:

 

s_а= s_и = М * 10³/w_нетто = М_С * 10³/ (0,1 * d³) =

(120,7 * 10³) /(0,1 * 50³) = 9,66 Н/мм²

 

где М - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н*м

         w_нетто - осевой момент сопротивления сечения вала , мм³

Для определения w_нетто  круглого сплошного сечения вала при ступенчатом переходе принимают меньший из двух диаметров смежных ступеней.

б) Касательные  напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла σ_а равна половине расчетных напряжений кручения τ_к :

τ_а = σ_к/2 = Т / (w_rнетто) = Т * 10³/ (0,2 * d₃³) = 297,25 * 10³/ (0,2 * 60³) =

1,376 Н/мм²

 

 где Т - крутящий момент, Н*м;

     W_ρнетто - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³.

Для определения W_ρнетто - круглого, сплошного сечения вала при ступенчатом переходе принимают меньший из двух диаметров смежных ступеней.

 

 

Определим коэффициент  концентрации нормальных и касательных  напряжений для расчетного сечения вала:

(К_s)_D = (К_s/К_d + К_F - 1) / К_y ;

(К_τ)_D = (К_τ/К_d + К_F - 1) / К_y ;

где К_s и К_τ - эффективные коэффициенты концентрации напряжений.

Они зависят от размеров сечения , механических характеристик материала и выбираются по таблице - [1] табл. 11.2 ;

К_s =  2,225

К_τ = 2,125

К_d = 0,70 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения [1] табл. 11.3.

K_F = 1,075 - коэффициент влияния шероховатости ([1]табл. 11.4);

K_y = 1 - коэффициент влияния поверхностного упрочения ([1] табл. 11.5).

Для валов без  поверхностного упрочения коэффициенты концентрации нормальных и касательных  напряжений определяются по формулам:

(К_s)_D = (К_s/К_d + К_F - 1) = 2,225 / 0,7 + 1,5 - 1 = 3,68

(К_τ)_D = (К_t/К_d + К_F - 1) = 2,125 / 0,7 + 1,5 - 1 = 3,536

Определим пределы  выносливости в расчетном сечении вала:

(s_-1)_D = s_-1 / (K_s)_D; = 410 /3,68 = 111,4

(τ_-1)_D = (τ_-1)/(К_τ)_D = (0,58*σ_-1/(K_s)_D = (0,58 * 410) / 3,536 = 67,25 Н/мм²

где t_-1 и s_-1 — пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм²;

s_-1 определяются по таблице [1] 3.2,  t_-1» 0,58 * s_-1.

Определить  коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

s_s= (s_-1)_D/ s_a = 111,4 / 9,66 = 11,53

s_t = (t_-1)_D/ t_a = 67,25 / 1,376 = 48,87

Определим общий  коэффициент запаса прочности в  опасном сечении:

S= (s_s*s_t)/(s²_s + s²_t)^1/2  = (11,53 * 48,87) / (11,53² + 48,87²)^1/2 =

11,22 ³ [s] = 2,1

 

Условие прочности  выполнено.

Как показала практика проектирования валов одноступенчатых  редукторов на чистое кручение, проверочные расчеты на прочность повсеместно дают удовлетворительные результаты.

6.2 Расчет подшипников на долговечность

Проверочный расчет предварительно выбранных в задаче 7 подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности  С_гр , Н, с базовой С_r , Н, или базовой долговечности L_10h , ч (L₁₀, млн. оборотов) , с требуемой L_h , ч, по условиям:

С_rp £ C_r  или L_10h ³ L_h

Базовая динамическая грузоподъемность подшипника С_r представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности составляющей 10⁶ оборотов внутреннего кольца. Значения С_r указаны в каталоге для каждого типоразмера подшипника (см. [1] табл. К27...К30).

Требуемая долговечность  подшипника L_h предусмотрена ГОСТ 16162—85 и составляет для червячных редукторов L_h ³ 5000 ч; для зубчатых L_h ³ 10000 ч. При определении L_h следует учесть срок службы (ресурс) проектируемого привода, рассчитанный в задаче 1, а также рекомендуемые значения требуемой долговечности подшипников различных машин [1] (см. табл. 9,4).

Расчетная динамическая грузоподъемность С_гр, Н:

С_гр= R_E*(573*ω*L_h/10⁶)^1/m =

46,7 * (573 * 6,67 * 10⁴ / 10⁶)^1/3 = 4647*3,368 = 15651

где R_E — эквивалентная динамическая нагрузка, Н ([1] см. 9,1);

R_Е = V * R_r * К_б * К_т = 1 * R_r * 1 * 1 = 1*4647*1*1 = 46,47

К_б = 1 - коэффициент безопасности;

К_т = 1 - коэффициент температуры;

ω - угловая скорость вала;

m - показатель степени:

m = 3 - для шариковых подшипников;

m = 3,3 - для роликовых подшипников.

 

Условие прочности  выполнено:

С_\гр = 15,651 кН < С = 21,6 кН

 

6.3 Расчет шпоночного соединения на прочность

Призматические  шпонки, применяемые, в механических передачах проверяют на смятие. Проверке подлежат две шпонки быстроходного вала  под колесом и элементом открытой передачи или полумуфты и одна шпонка на быстроходном валу - под полумуфтой или элементом открытой передачи ([1] см. 10,4, п. 1). Шпонка по ГОСТ 23360-78.

Условие прочности:

s_см= F_t / A_см = 4954 / 88,8 = 55,79 £ [s]_см = 110 Н/мм²

где Т - вращающий момент, Нм;

        Lр = 40 мм - рабочая длина шпонки;

        L - общая длина шпонки;

        b = 14 - ширина шпонки, мм;

        h = 9 - высота шпонки, мм;

        t₁ = 5,5 - глубина паза вала, мм;

       [s] =110...120 Н/мм²  - допускаемое напряжение на смятие.

а) F_t = 2*Т / d₃ = 2 * 297,25 / 0,06 = 4954 Н - окружная сила на шестерне или колесе, Н, [1] табл. 6.1);

б) А_см = (0,94* h - t₁)*l_p = (0,94 * 9 -  5,5) * 30 = 88,8 - площадь смятия, мм² .  Здесь l_p= l - b — рабочая длина шпонки со скругленными торцами, мм (l — полная длина шпонки, определеная на конструктивной компоновке ); b, h , t₁ - стандартные размеры ([1]  см. табл. К42);

в) [s]_см — допускаемое напряжение на смятие, Н/мм². При стальной ступице и спокойной нагрузке [s]_см = 110...190 Н/мм²; при колебаниях нагрузки [s]_см следует снижать на 20...25 %; при ударной нагрузке — снижать на 40....50%; при чугунной ступице приведенные значения [s]_см  снижать вдвое

Если при  проверке шпонки s_см окажется значительно ниже [s]_см, то можно взять шпонку меньшего сечения — как для вала предыдущего диапазона, но обязательно проверить ее на смятие. Если получится s_см > [s]_см, то рациональнее перейти на посадку с натягом [1] 10.3, п.2.

6.4 Выбор муфты.

Определение расчетного момента и выбор муфты.

Основной характеристикой  для выбора муфты является номинальный  вращающий момент Т, Н*м, установленный стандартом [1] табл..К21...К26).

Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых  валов и расчетному моменту Т_р, который должен быть в пределах номинального:

Т_р= К_р* Т = 1,5 * 297,25 = 445,87  £ [Т] = 63 Нм

где К_р = 1,5 - коэффициент режима нагрузки ([1] табл. 10.26);

         Т = 297,25 Нм - вращающий момент на соответствующем валу редуктора, Н*м [Т] = 63 Нм - вращающий момент муфты по каталогу, [1]табл. 2.5.

Принимаем втулочно-пальцевую муфту - МУВП 250 – 45 – I.I У3 ГОСТ 21424 - 75.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7 Проектное определение размеров корпуса редуктора и рамы привода

7.1 Корпус и крышка редуктора

 

Корпус и  крышка редуктора выполнены литьем из серого чугуна марки СЧ 18 ГОСТ 1412 - 79.

Размеры основных элементов корпуса в области  нижнего фланца, фланца по разъему и подшипникового узла определены в зависимости от делительных диаметров шестерни и колеса, согласно рекомендациям - [1] с 210.

 

7.2 Рама привода

Несущим элементом  рамы привода определим конструкцию  из швеллеров. Размеры конструкции определяется размерами наибольшего диаметра болта крепления редуктора и электродвигателя к раме.

Размеры болта крепления редуктора к раме - М14.

Определяем - Швеллер  №12 ГОСТ 8240 - 72.

В качестве проставки под электродвигатель - шввеллер металлический.

Размеры швеллера определяются конструктивно при компоновке.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

8 Смазка и уплотнение подшипниковых узлов

 

8.1 Смазка зубчатого зацепления

Смазывание  зубчатого зацепления осуществляется картерным способом. Окружная скорость в зацеплении - V = 2,78 м/с ≤ 12 м/с, что приемлемо для данного способа смазывания.

Марку масла назначаем в зависимости от окружной скорости по [1] табл. 10.29:  И - Г - А - 46 ГОСТ 17479.4 - 87

Уровень погружения зубчатого колеса:

 

m ≤ h_m ≤ 0,25*d₂

h_m = 1,5 ÷ 60 мм.

 

8.2 Смазка и уплотнение подшипниковых узлов

Определим эмпирически параметры:

 

d_Бср*n_Б = 46*950 = 43,7*10³ ≤ 300*10³ мм*об/мин.

d_Тср*n_Т = 60*237,5 = 14,25*10³ ≤ 300*10³ мм*об/мин.

 

По условию  параметров определяем способ смазывания - закладка смазки в полость подшипника.

С учетом условий  эксплуатации определяем смазочный  материал - Солидол С (солидол синтетический) по ГОСТ 4366 - 76.

Объем смазки: 2/3 свободного объема полости тихоходного  вала и 1/2 свободного объема полости подшипникового узла быстроходного вала.

Для отделения  полости подшипника от общей системы  картера и удержания густой смазки, используются мазеудерживающие, маслоотражающие кольца, предохраняющие пластичную смазку от вымывания.

Для герметизации подшипниковых узлов на выходных участках валов используем щелевые уплотнения.

Они эффективно работают при любом способе смазывания подшипников, практически при любых скоростях, поскольку не оказывают сопротивления вращению вала.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Литература

 

1 Шейнблит А  Е Курсовое проектирование деталей  машин. - М.: Высшая школа. 1991 - 432 с. с ил.

2 Cвистунов Е А, Чиченев Н А Расчет деталей и узлов металлургических машин. Справочник. - М.: Металлургия. 1985