Выбор и расчет подшипников

7.1. Выбор подшипников быстроходного вала

Исходные данные:

радиальные нагрузки на подшипники F_rA =409 Н, F_rB =339 Н;

внешняя осевая нагрузка F_a1= 117 H;

частота вращения вала п₁= 1000 ;

диаметр вала под подшипниками d_n= 25 мм;

расстояние между подшипниками l =58 мм;

требуемый ресурс подшипников [L_h] =15000 ч;

режим работы – легкие толчки;

температура подшипникового узла t< 100˚ С.

1. На подшипники действуют радиальные и осевые усилия, поэтому назначаем радиально-упорные однорядные шарикоподшипники по ГОСТ 831-62 как наиболее распространенный тип подшипников для передачи с цилиндрическими косозубыми зубчатыми колесами.

2. Выбираем схему установки подшипников в соответствии с табл. 10.1
[1 стр. 58].

Схема установки подшипников (в распор, в растяжку, со сдвоенной опорой) назначается в зависимости от вида подшипников (шариковые или роликовые), его внутр. диаметра d_n и расстояния между подшипниками l.

В нашем случае при d_n=25мм и l =58 мм принимаем схему установки подшипников «в распорку», для шарикоподшипников

.

3. Назначаем типоразмер подшипника. Исходя из того, что диаметр вала под подшипник равен d_n= 25 мм, назначаем шарикоподшипник легкой серии: типоразмер 36205, имеющий d_n= 25 мм, D = 52 мм, динамическую грузоподъемность С = 12,8 кН, статическую грузоподъемность С₀ = 9,06 кН.

4. Определяем основные составляющие радиальных нагрузок на подшипники.

Для шарикоподшипников

,

где определяется по таблице (в нашем случае, для подшипника 36205 имеем е = 0,3); - радиальная нагрузка на подшипник.

В нашем случае

;

.

Находим значения осевых нагрузок согласно схеме на рис. 10.3 [1 стр. 60].

В нашем случае

,

следовательно,

;

.

5. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку F_Э. При переменном режиме нагружения, заданном графиком (см. задание), для подшипников редуктора имеем

,

где коэффициент долговечности

.

В нашем случае коэффициент долговечности

=0,93

Номинальная эквивалентная нагрузка определяется по зависимости

.

Здесь - кинематический коэффициент, учитывающий снижение долговечности при вращающемся внутреннем кольце подшипника = 1.

Коэффициент безопасности , определяем по рекомендации [5 стр. 339] в зависимости от характера работы. При нагрузке с умеренными толчками принимаем = 1,1.

Температурный коэффициент , вводимый при температуре подшипникового узла t< 100˚C, температурный коэффициент = 1 при t< 100˚C.

и - радиальная и осевая нагрузки на подшипники, возникающие при действии номинального момента T_ном.

X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузки, назначаемые для шарикоподшипников по ГОСТ 18855-82 в зависимости от отношения табл. 10.3 [1 стр. 62].

В нашем случае для подшипника I (подшипник А) имеем

<

Тогда X_I = 1; Y_I = 0.

.

Для подшипника II (подшипник В) аналогично

>

Тогда X_II = 0.45; Y_II = 1.62

Таким образом,

.

Так как наиболее нагруженным оказался подшипник В, то все дальнейшие расчеты будим производить для этого подшипника.

6. Рассчитаем долговечность назначенного подшипника 36205 в опоре В

.

Для шарикоподшипников принимают р = 3.

Коэффициент, учитывающий совместное влияние качества метала и условие эксплуатации (смазка, перекос подшипника), а₂₃ =1 зависит от типа подшипника и расчетных усилий.

Коэффициент а₁ =1, зависит от уровня надежности Р (вероятности безотказной работы).

Несмотря на то, что подшипник обладает излишним запасом по долговечности, по конструктивным соображениям мы его уменьшать не будем

7.2. Выбор подшипников тихоходного вала

Исходные данные:

радиальные нагрузки на подшипники F_rС = 497 Н, F_rD =600 Н;

частота вращения вала п₂=400 ;

диаметр вала под подшипниками d_n=25мм;

расстояние между подшипниками l =58 мм;

требуемый ресурс подшипников [L_h] =15000 ч;

режим работы – легкие толчки;

температура подшипникового узла t< 100˚ С.

1. 1. На подшипники действуют радиальные и осевые усилия, поэтому назначаем радиально-упорные однорядные шарикоподшипники по ГОСТ 831-62 как наиболее распространенный тип подшипников для передачи с цилиндрическими косозубыми зубчатыми колесами.

2. Выбираем схему установки подшипников в соответствии с табл. 10.1
[1 стр. 58].

Схема установки радиальных подшипников (в распор, в растяжку, со сдвоенной опорой) назначается в зависимости от вида подшипников (шариковые или роликовые), его внутреннего диаметра d_n и расстояния между подшипниками l.

В нашем случае при d_n=25мм и l =58 мм принимаем схему установки подшипников «в распор», для шарикоподшипников

3. Назначаем типоразмер подшипника. Исходя из того, что диаметр вала под подшипник равен d_n=25мм, назначаем шарикоподшипник легкой серии: типоразмер 36207, имеющий d_n= 25 мм, D = 52 мм, динамическую грузоподъемность С = 12,8 кН, статическую грузоподъемность С₀ = 9,06 кН.

4. Определяем основные составляющие радиальных нагрузок на подшипники.

Для шарикоподшипников

,

где определяется по таблице (в нашем случае, для подшипника 36205 имеем е = 0.3); - радиальная нагрузка на подшипник.

В нашем случае

;

.

Находим значения осевых нагрузок согласно схеме на рис. 10.3 [1 стр. 60].

В нашем случае

,

следовательно,

;

.

5. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку F_Э. При переменном режиме нагружения, заданном графиком (см. задание), для подшипников редуктора имеем

,

Где выбор номинальной эквивалентной нагрузки и где коэффициента долговечности был описан ранее

В нашем случае для подшипника I (подшипник D) имеем

<

Тогда X_I = 1; Y_I = 0.

.

Для подшипника II (подшипник C) аналогично

>

Тогда X_II = 0.45; Y_II = 1.62

Таким образом,

.

Так как наиболее нагруженным оказался подшипник II (опора C), то все дальнейшие расчеты будим производить для этого подшипника.

6. Рассчитаем долговечность назначенного подшипника 36207 D

.

Коэффициент, учитывающий совместное влияние качества метала и условие эксплуатации (смазка, перекос подшипника), а₂₃ зависит от типа подшипника и расчетных усилий.

Коэффициент а₁ зависит от уровня надежности Р (вероятности безотказной работы).

Подшипник также обладает излишним запасом по долговечности, но также по конструкционным соображениям подшипник менять не имеет смысла.

Выбор шпонок

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок определяем по ГОСТ 23360-78. материал шпонок – сталь 45 нормализация.

Определим напряжение смятия и условие прочности по формуле:

,

где Т – вращающий момент, передаваемый шпонкой; d – диаметр вала на котором установлена шпонка; b, h, l – соответственно ширина, высота и длина шпонки; t₁ – глубина паза вала под шпонку.

[σ_см] = 100…120 МПа – допускаемое напряжение смятия

Ведущий (быстроходный) вал

шпонка под муфтой:

d = 22 мм; b x h = 6 x 6; t₁ =3, 5 мм; l = 25 мм

.

Ведомый (тихоходный) вал.

Поверим шпонку под шкивом:

d = 22 мм; b x h = 6 x 6; t₁ = 3,5 мм; l = 36 мм; момент Т₂ = 22,6 Н · м:

.

Условие σ_см < [σ_см] выполняется во всех рассматриваемых случаях.

Дата добавления: 2015-11-16