Редуктор цилиндрический (стр. 6 из 7)
В нашем случае
; 
.Находим значения осевых нагрузок.
В нашем случае
,следовательно,
; 
.5. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку FЭ. При переменном режиме нагружения, заданном графиком (см. задание), для подшипников редуктора имеем
,где коэффициент долговечности
.В нашем случае коэффициент долговечности
.Номинальная эквивалентная нагрузка
определяется по зависимости 
.Здесь
- кинематический коэффициент, учитывающий снижение долговечности при неподвижном внутреннем кольце подшипника 
= 1.Коэффициент безопасности
, определяем по рекомендации [4 стр. 339] в зависимости от характера работы. При нагрузке с умеренными толчками принимаем 
= 1,4.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 Tном.X,Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузки, назначаемые для конических роликоподшипников по ГОСТ 18855-82 в зависимости от отношения
.В нашем случае для подшипника I (подшипник А) имеем
.Тогда XI = 1; YI = 0 (был принят ранее по каталогу).
Для подшипника II (подшипник В) аналогично
Таким образом,
. 
.Так как наиболее нагруженным оказался подшипник II (опора В), то все дальнейшие расчеты будим производить для этого подшипника.
6. Рассчитаем долговечность назначенного подшипника 208 В
.Для шарикоподшипников принимают р = 3.
Коэффициент, учитывающий совместное влияние качества метала и условие эксплуатации (смазка, перекос подшипника),а23=0,75 зависит от типа подшипника и расчетных усилий.
Коэффициент а1 =1, зависит от уровня надежности Р (вероятности безотказной работы).
7.2. Выбор подшипников тихоходного вала
Исходные данные: радиальные нагрузки на подшипники FrС= 3255Н, FrD=1514Н; частота вращения вала п2=215об/мин; диаметр вала под подшипниками dn=40мм; расстояние между подшипниками l=101мм; требуемый ресурс подшипников [Lh]=15000 ч; режим работы – умеренные толчки; температура подшипникового узла t<100˚С.
1. На подшипники действуют радиальные усилия, поэтому назначаем однорядные радиальные шарикоподшипники по ГОСТ 8338-75 как наиболее распространенный тип подшипников для передачи с цилиндрическими зубчатыми колесами.
2. Выбираем схему установки подшипников.
Схема установки радиальных подшипников (в распор, в растяжку, со сдвоенной опорой) назначается в зависимости от вида подшипников (шариковые или роликовые), его внутреннего диаметра dn и расстояния между подшипниками l.
В нашем случае при dn=40мм и l=101мм принимаем схему установки подшипников «в распор», для шарикоподшипников
.3. Назначаем типоразмер подшипника. Исходя из того, что диаметр вала под подшипник равен dn=40мм, назначаем шарикоподшипник легкой серии: типоразмер 208, имеющий dn=40мм, D = 80 мм, динамическую грузоподъемность С = 25,2кН, статическую грузоподъемность С0 = 17,8кН.
 |
4. Определяем основные составляющие радиальных нагрузок на подшипники.
Для шарикоподшипников
,где
определяется по таблице (в нашем случае, для подшипника 208 имеем е = 0,19); 
- радиальная нагрузка на подшипник.В нашем случае
; 
.Находим значения осевых нагрузок .
В нашем случае
,следовательно,
; 
.5. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку FЭ. При переменном режиме нагружения, заданном графиком (см. задание), для подшипников редуктора имеем
,Где выбор номинальной эквивалентной нагрузки
и где коэффициента долговечности 
был описан ранееТаким образом,
. 
.Так как наиболее нагруженным оказался подшипник I (опора С), то все дальнейшие расчеты будим производить для этого подшипника.
6. Рассчитаем долговечность назначенного подшипника 208 С
.Для шарикоподшипников принимают р = 3.
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).
8. 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.
[σсм] = 100…120МПа – допускаемое напряжение смятия при стальной ступице. [σсм] = 50…70МПа – допускаемое напряжение смятия при чугунной ступице.
Ведущий (быстроходный) вал
Из двух шпонок – под шестерней и под шкивом.
- шпонка под шестерней:
d = 25мм; b x h = 8 x 7; t1 = 4мм; l = 56мм (при длине ступицы
шестерни 60мм):
.- шпонка под шкивом:
d = 20мм; b x h = 6 x 6; t1 =3,5мм; l = 56мм
.Ведомый (тихоходный) вал.
Из двух шпонок – под зубчатом колесом и под муфтой – более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Поверим шпонку под муфтой: d = 35мм;
b x h = 10 x 8; t1 = 5мм; l = 90мм (при длине ступицы муфты 96мм); момент Т2 = 164Н·м:
.