 |
3.13 Расчет подшипников качения
|
|
|
|
3. 13 Расчет подшипников качения
Частота вращения вала 
. Базовая долговечность подшипника 
. Диаметр посадочных поверхностей вала 
. Действующие силы: радиальные − 
и 
; осевая − 
. Режим нагружения постоянный.
Ранее был выбран подшипник 36207, подшипник шариковый радиально-упорный легкой серии, для которого статическая грузоподъемность 
, динамическая - 
.
Схема установки подшипников («враспор») и действующих сил представлена на рис. 21.
Рисунок 21. Схема установки подшипников и действующих сил
Вычисляем нагрузки:
, 
, 
,
, 
Определяем отношение:
По значению отношения (форм. 3. 126) согласно [2, табл. П. 19] находим параметр осевого нагружения 
.
Осевые составляющие от радиальных нагрузок:
Суммарные осевые нагрузки на подшипник. Так как 
и 
, то:
, 
Определим отношение 
для опоры, нагруженной большей осевой силой:
Уточненное значение параметра осевого нагружения согласно [2, табл. П. 19]:
Определим отношение 
для правой, более нагруженной опоры:
где 
– коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника;
|
|
|
Так как 
, то для определяются согласно [2, табл. П. 19] коэффициенты радиальной 
и осевой 
нагрузок:
, 
Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры:
где 
– коэффициент безопасности;
– температурный коэффициент;
Уточненное значение параметра осевого нагружения для левой опоры согласно [2, табл. П. 19]:
Тогда 
.
Найдем отношение: 
, тогда при коэффициенты радиальной и осевой нагрузок 
, 
Эквивалентная динамическая нагрузка левой опоры:
Для более нагруженной опоры (правой) определим долговечность выбранного подшипника:
где 
- коэффициент надежности при вероятности безотказной работы 90%;
- коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации.
Так как 
, то выбранный подшипник пригоден для данных условий.
3. 14 Проверка прочности шпоночных соединений
Шкив, зубчатые колеса и муфту насаживают на валы редуктора и предохраняют от проворачивания призматическими шпонками (рис. 22). Размеры сечения шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала в месте установки шпонки [1, табл. 24. 29; 2, табл. П. 21].
Рабочая длина шпонки (рис. 23)
|
|
|
где 
− длина ступицы зубчатого колеса, шкива или полумуфты;
– ширина шпонки.
Рисунок 22. Шпоночное соединение
Рисунок 23. Рабочая длина шпонки
Полученное значение рабочей длины шпонки округляем до стандартного значения согласно [1, табл. 24. 1; 2, табл. П. 8].
Шкив:
; 
, 
, 
, 
, 
,
Коническое колесо:
; 
, 
, 
, 
, ,
Цилиндрическая шестерня:
; 
, , , , ,
Цилиндрическое колесо:
; , 
, 
, 
, 
,
Муфта:
; 
, 
, 
, 
, 
,
Часть шпонки, выступающую из вала, проверяют по напряжениям смятия:
где 
- вращающий момент на валу;
- количество шпонок;
- рабочая длина шпонки;
- диаметр вала;
, 
− рабочее и допускаемое напряжения смятия.
В расчетах примем 
.
Если 
, то следует поставить вторую шпонку, диаметрально расположенную относительно первой.
Для шкива:
Коническое колесо:
Цилиндрическая шестерня:
Цилиндрическое колесо:
Муфта:
Условие прочности во всех сечениях валов выполнено.
3. 15 Выбор и расчет муфты
Муфту выбирают из стандартов или нормалей машиностроения в зависимости от расчетного вращающего момента 
и диаметров соединяемых валов [2, табл. П. 24].
При работе муфта испытывает колебания нагрузки, обусловленные характером работы приводимой в движение машины. Расчетный вращающий момент:
где 
- коэффициент режима работы привода от электродвигателя;
- момент на выходном валу редуктора.
|
|
|
При выборе муфты должно соблюдаться условие:
где 
– вращающий момент, передаваемый стандартной муфтой (указанный в стандарте или нормали машиностроения).
Затем в зависимости от типа муфты проверяют на прочность отдельные ее элементы.
|
|
|
