Проектирование элеватора (частота вращения привода - 7,16 об/мин). Вариант 1

Напряжение кручения: t = Т/ W_р = 1100×10³/(0,2×60³) =25,46 МПа.

По формулам:

s_-1=0,4×s_В=0,4×850=340 МПа,

t_-1=0,2×s_В=0,2×850=170 МПа,

t_В= 0,6×s_В =0,6×850 =510 МПа.

По таблице для шпоночного паза K_s=1,93, K_t=1,42.

По графику (кривая 2 – для легированных сталей), К_d=0,75.

По графику для шлифованного вала К_F=1.

По формулам, принимая y_s=0,l5; y_t=0,1находим: s_а=s_и; s_m=0; t_m=t_a=0,5×t.

По формуле:

>[S]=1,5.

Проверяем статическую прочность при перегрузках. При перегрузках напряжения удваиваются и для данного сечения s_и=23,04 МПа и t=50,92 МПа.

[s]=0,8×s_T= 0,8×600=480МПа.

МПа<[ s]=480 МПа.

15. Подбор подшипников для валов редуктора.

15.1.  Входной вал.

    Расчетные данные : диаметр в месте посадки подшипников  dп = 25мм, n = 229,36 мин^-1 , режим нагрузки II, допускаются двукратные кратковременные перегрузки, температура подшипника менее 100С.

    Находим нагрузки на подшипники в т.А и т.В :

    Выбираем максимальное значение : R= 1079,183 Н.

    Назначаем шариковый однорядный радиально-упорный подшипник средней серии, условное обозначение 36205.

Характеристики подшипника:

С=16700 Н – динамическая грузоподъемность,

С₀=9100 Н – статическая грузоподъемность,

Y=0,66 ,  Х=0,37 – коэффициенты осевой и радиальной нагрузок,

V=1 – коэффициент вращения при вращении внутреннего кольца,

К_б = 1 -  коэффициент безопасности,

К_Т =1  - температурный коэффициент .

Осевая сила:

Определяем отношение:

По соотношению  > е = 0,68 выбираем соответствующую формулу для определения  (эквивалентная динамическая нагрузка):

Определим срок службы подшипника:

где :

= 1 – коэффициент надежности, 

 = 0,7 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации,     

m = 3 – коэффициент для шариковых подшипников.  

Проверяем подшипник по статической грузоподъемности. По формуле,  при  Xо=0,6 и Yо=0,5 с учетом двукратной перегрузки :

Ро=2(X₀×Fr+Y₀×F) = 2(0,6×1079,183+0,5·3085,08) = 4380,2 Н <С₀ = 9100Н.

Следовательно подшипник подходит.

15.2. Промежуточный  вал.

    Расчетные данные : диаметр в месте посадки подшипников  dп = 45мм, n = 28,67 мин^-1 , режим нагрузки II, допускаются двукратные кратковременные

перегрузки , температура подшипника менее 100С.

    Находим нагрузки на подшипники в т.С и т.Е :

    Выбираем максимальное значение : R=7282,95 Н.

Назначаем шариковый радиально-упорный подшипник средней серии, условное обозначение 36209.

Характеристики подшипника:

С=41200 Н – динамическая грузоподъемность,

С₀=25100 Н – статическая грузоподъемность,

Y=0 ,  Х=1 – коэффициенты осевой и радиальной нагрузок,

V=1 – коэффициент вращения при вращении внутреннего кольца,

К_б = 2,5 -  коэффициент безопасности,

К_Т =1  - температурный коэффициент .

Осевая сила:

Определяем отношение:

По соотношению  < е = 0,68 выбираем соответствующую формулу для определения  (эквивалентная динамическая нагрузка):

Определим срок службы подшипника:

где : = 1 – коэффициент надежности,

         = 0,8 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации,     

m = 3 – коэффициент для шариковых подшипников.  

Проверяем подшипник по статической грузоподъемности. По формуле,  при  Xо=0,6 и Yо=0,5 с учетом двукратной перегрузки :

Ро =2(X₀×Fr+Y₀×F) = 2(0,6×7282,95+0,5·3085,08) =11825 Н <  С₀ =25100 Н.

Следовательно подшипник подходит.

15.3. Выходной  вал.

    Расчетные данные : диаметр в месте посадки подшипников  dп = 60мм, n = 7,17 мин^-1 , режим нагрузки II, допускаются двукратные кратковременные

перегрузки , температура подшипника менее 100С.

    Находим нагрузки на подшипники в т.G и т.F :

    Выбираем максимальное значение : R=11231,41 Н.

Назначаем радиальный однорядный шарикоподшипник средней серии, условное обозначение 212.

Характеристики подшипника:

С=52000 Н – динамическая грузоподъемность,

С₀=31000 Н – статическая грузоподъемность,

Y=0 ,  Х=1 – коэффициенты осевой и радиальной нагрузок,

V=1 – коэффициент вращения при вращении внутреннего кольца,

К_б = 2,5 -  коэффициент безопасности,

К_Т =1  - температурный коэффициент .

Так как  осевой силы нет , то выбираем соответствующую формулу для определения  (эквивалентная динамическая нагрузка):

Определим срок службы подшипника:

где : = 1 – коэффициент надежности,

         = 0,7 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации,     

m = 3 – коэффициент для шариковых подшипников.  

     Проверяем подшипник по статической грузоподъемности. По формуле,  при  Xо=0,6 и Yо=0,5 с учетом двукратной перегрузки :

Ро = 2(X₀×Fr) = 2(0,6×11231,41) = 13478 Н < С₀= 31000 Н.

Следовательно подшипник подходит.

16. Расчет и выбор посадки для подшипника качения

     По размерам  подшипника устанавливаем его номер и техническую характеристику из  таблиц ГОСТ 8338-75:

Подшипник качения радиальный: № 212.

D = 110 мм,

d = 60 мм,

В = 22 мм,

 r = 3,5 мм,

Статическая грузоподьемность: С₀=31000 Н,

Динамическая грузоподьемность: С=52000 Н.

 По характеру нагрузки подшипника в зависимости от вращения вала или корпуса определить интенсивность радиальной нагрузки на посадочной поверхности циркуляционно – нагруженного кольца.

Определим радиальную нагрузку на опору: ,

где – радиальная нагрузка на опору, ,

   – рабочая ширина посадочного места ,

 - динамический коэффициент посадки, зависящий от нагрузки (при перегрузке до 150%, умеренных толчках и вибрации, ; при перегрузке до 300%, сильных ударах и вибрации, ),

– коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале и тонкостенном корпусе (при сплошном вале ),

– коэффициент неравномерности распределения нагрузки  между рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки  на опору. (Для радиальных или радиально-упорных подшипников с одним наружным или внутренним кольцом ).

        

  По величине  определяем посадку с натягом для циркуляционно – нагруженного кольца подшипника на вал:

Æ.

  По величине  определяем посадку для местно – нагруженного кольца подшипника в корпус:

Æ .

  Установим допускаемые отклонения по внутреннему и наружному кольцу подшипника:

Æ  ,Æ .

   В соответствие с выбранными посадками подшипника на вал и в корпус по ГОСТ 25347-82 на поля допусков цилиндрических соединений установим предельные отклонения:

   на размер вала по системе отверстия – Æ  ,

на размер отверстия в корпусе по системе вала – Æ .

   Установим максимальное и минимальное значение радиального зазора для подшипника основного ряда и определим среднее значение начального зазора:

, , .

   Найдём значение приведенного среднего диаметра беговой дорожки циркуляционно–нагруженного кольца подшипника:

для внутреннего кольца –

для наружного кольца –

где   – приведенный диаметр внутреннего кольца,

 – приведенный диаметр наружного кольца.

   Определим величину диаметральной деформации беговой дорожки циркуляционно–нагруженного кольца, после посадки его на сопрягаемую деталь с натягом:

,

, где – эффективный натяг;

при посадке внутреннего кольца на вал:  ,

  По величине диаметральной деформации циркуляционно–нагруженного  кольца определить посадочный зазор  подшипника после посадки его на вал и в корпус:

при посадке внутреннего кольца на вал – ,

  что удовлетворяет условию нормальной работы подшипника.

17. Проверка шпоночных соединений.

Применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360 – 78.

Напряжения смятия и условие прочности:

,

где :    -  высота грани шпонки в ступице , работающая на смятие,

           - высота шпонки,

            -  глубина врезания шпонки в  паз вала.

Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице и спокойной нагрузке [s]_см = 100 МПа.

17.1. Входной вал(на входе).

Данные :

d = 22 мм ,  b ´ h = 8 ´ 7  мм ,  t₁ = 4 мм ,  длина шпонки