VIII. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал (см. рис. 12.16).

Силы, действующие в зацеплении: F_t = 2940 Н; F_{r 1} = F_a2 = 1020 Н и F_{a 1} = = F_{r 2}= 322 Н.

Первый этап компоновки дал f ₁ = 73 мм и с ₁ = 120 мм.

Реакции опор (левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу F_а, обозначим индексом «2»),

В плоскости хz

Проверка:

В плоскости уz

Проверка: R_{y 2} - R_{y 1} + F_r = 505 – 1525 + 1020 = 0.

Суммарные реакции

Осевые составляющие радиальных реакций конических под­шипников по формуле (9.9)

здесь для подшипников 7208 параметр осевого нагружения е = 0,38.

Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 9.21). В нашем случае S ₁ > S ₂; F_a> 0; тогда P_{а l} = S ₁ = 1590 Н; Р_{а 2} = S ₁ + F_a = 1590 + 322 = 1912 Н.

Рассмотрим левый подшипник.

Отношение поэтому следует учитывать осевую наг-

рузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3)

для заданных условий V = К _б = К _т = 1; для конических под­шипников при

коэффициент X = 0,4 и коэффициент Y= 1,565 (см. табл. 9.18 и П7 приложения)

Эквивалентная нагрузка Р _э2 =(0,4 × 1860+1,565 × 1912) = 3760Н = 3,76 кН.

Расчетная долговечность, млн. об [ формула (9.1) ]

Расчетная долговечность, ч

где п = 974 об/мин — частота вращения ведущего вала.

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение поэтому при подсчете эквивалентной

нагрузки осевые силы не учитывают.

Эквивалентная нагрузка

Расчетная долговечность. млн. об.,

Расчетная долговечность, ч

Найденая долговечность приемлема.

Ведомый вал (см. рис. 12.17).

Из предыдущих расчетов F_t = 2940 Н; F_r = 322 Н и F_a = 1020 Н.

Нагрузка на вал от цепной передачи F _вх = 3978 Н. Составляющие этой нагрузки F _вх = F _ву = F _вsing = 3978 × sin 45°» 2800 Н.

Первый этап компоновки дал f ₂ = 71 мм, с ₂ = 159 мм и l ₃= 100 мм.

Реакции опор (правую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу F_a), обозначим четным индексом цифрой 4 и при определении осевого нагружения этот подшипник будем счи­тать «вторым» (см. табл. 9.21).

Дальнейший расчет аналогичен расчету ведущего вала.

Реакции в плоскости xz:

Реакции в плоскости yz (для их определения следует знать еще средний диаметр колеса d ₂= mz ₂ = 3,43×79 = 271 мм):

Эквивалентные нагрузки:

Так как в качестве опор ведомого вала применены оди­наковые подшипники легкой серии 7211, то долговечность определим для более нагруженного правого подшипника.

Отношение поэтому осевые силы не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

Расчетная долговечность, млн. об.

Расчетная долговечность, ч

здесь п = 306 об/мин — частота вращения ведомого вала.

Полученная долговечность более требуемой. Подшипники 7211 приемлемы.

IX. Второй этап компоновки редуктора (рис. 12.18)

В развитие первой компоновки здесь вычерчивают валы с насаженными на них деталями; размеры мазеудерживающих колец, установочных гаек и шайб, крышек и уплотнений определяют по таблицам гл. IX; размеры шпонок — по табли­цам гл. VIII.

Диаметры участков валов под зубчатые колеса, подшипники и пр. назначают в соответствии с результатами предвари­тельного расчета и с учетом технологических требований на обработку и сборку.

Взаимное расположение подшипников фиксируем распорной втулкой и установочной гайкой М39 х 1,5 с предохранитель­ной шайбой. Толщину стенки втулки назначают (0,1¸0,15) d _п; принимаем ее равной 0,15×40 = 6 мм.

Сопряжение мазеудержйваюшего кольца со смежными де­талями вынесено на рис. 12.18 (места I и IV). Мазеудерживаюшие кольца устанавливают так, чтобы они выходили за торец стакана или стенки внутрь корпуса на 1—2 мм.

Подшипники размешаем в стакане, толщина стенки кото­рого d_ст = (0,08¸0,12) D, где D — наружный диаметр подшип­ника: примем d_ст = 0,12×80»» 10 мм.

Для фиксации наружных колец подшипников от осевых перемещений у стакана сделан упор величиной К = 6 мм (см. место I).

У второго подшипника наружное кольцо фиксируем тор­цовым выступом крышки подшипника через распорное кольцо.

Для облегчения посадки на вал подшипника, прилегающе­го к шестерне, диаметр вала уменьшаем на 0,5 — 1 мм на длине, несколько меньшей длины распорной втулки.

Очерчиваем всю внутреннюю стенку корпуса, сохраняя величины зазоров, принятых в первом этапе компоновки: х = 10 мм, у ₂ = 20 мм и др.

Используя расстояния f ₂ и с ₂, вычерчиваем подшипники (напомним, что радиальные реакции радиально-упорных под­шипников считают приложенными к валу в точках, которые сдвинуты от клейменых торцов подшипников на расстояние a; см. табл. 9.21).

Для фиксации зубчатое колесо упирается с одной стороны в утолщение вала Æ68 мм (см. рис. 12.18, место II), а с дру­гой — в мазеудерживающее кольцо; участок вала Æ60 мм де­лаем короче ступицы колеса, чтобы мазеудерживающее кольцо Æ55 мм упиралось в торец колеса, а не в буртик вала; переход вала от Æ60 мм к Æ55 мм смещен на 2 — 3 мм внутрь зуб­чатого колеса.

Наносим толщину стенки корпуса d_к = 10 мм и определяем размеры основных элементов корпуса (см. гл. X).

Определяем глубину гнезда под подшипник l _г» 1,5 Т ₂ = 1,5 × 23 = 35 мм (Т ₂ = 23 мм — ширина подшипника 7211, ука­занная на с. 350).

Дата добавления: 2015-09-05