9 Подбор подшипников для валов

Расчет подшипников выполняем для более нагруженного вала, в нашем случае это ведомый вал II редуктора.

Исходные данные:

М_к=М₂– вращающий момент на ведомом валу редуктора, М₂=155,63 Нм, (ПЗ, п.1);

F_t – окружная сила , F_t=1704,5 Н, (ПЗ, табл.2);

F_r – радиальная сила, F_r=630,5 Н, (ПЗ, табл.2);

F_a – осевая сила, F_a=308,5 Н, (ПЗ, табл.2);

d₂ – делительный диаметр колеса, d₂=189,02мм, (ПЗ, табл.2);

F_в – сила давления на валы от цепной передачи, F_в=1932,8 Н, (ПЗ, п.6.11);

– размеры, определяющие положение подшипников, =63мм , =82 мм, (ПЗ, п.7);

С, С₀ – соответственно динамическая и статическая грузоподъемность подшипников, С=52,7 кН, С_о =30,0 кН, (ПЗ, п.7);

n₂ - частота вращения ведомого вала редуктора, n₂ =306,98 об/мин, (ПЗ, п.1).

Выполняем расчетную схему ведомого вала.

Определяем реакции опор от сил, действующих в вертикальной плоскости, составляем уравнения равновесия

Знак “-” означает, что реакция R_1y направлена в сторону противоположную указанной на расчетной схеме.

Проверка

Проверка показала правильность найденных реакций

Определяем реакции опор от сил, действующих в горизонтальной плоскости.

Определяем суммарную радиальную нагрузку на подшипники 1 и 2.

(90)

(91)

Из двух подшипников более нагруженным является 2-й подшипник, для него и ведем расчет.

Определяем отношение этой величине соответствует е=0,18, [1, с. 212, табл. 9.18].

Определяем отношение следовательно эквивалентная нагрузка определяется по формуле

(92)

где V – коэффициент, при вращении внутреннего кольца V=1, [1, с. 212];

К_б – коэффициент безопасности, при умеренных толчках, К_б=1,3, [1, с. 214, табл. 9.19];

К_т– температурный коэффициент, при температуре до 100°, К_т=1, [1, с. 214].

Определяем расчетную долговечность подшипников в часах

(93)

где n₂ – частота вращения ведомого вала, n₂=306,98 об/мин, (ПЗ, табл.1);

С – динамическая грузоподъемность подшипников, С=52,7 кН, (ПЗ, п.7);

p – показатель степени, p=3, [1,с.211]. (Для роликовых подшипников ).

Долговечность приемлемая.

Сведения о подшипниках приводим в таблице.

Таблица 8

Условное обозначение подшипника	Размеры, мм			Грузоподъемность, кН		Долговечность, часов
	d	D	B	C	Co
306	30	72	19	28,1	14,6	-
309	45	100	25	52,7	30,0	64222

Строим эпюру крутящих моментов. (Результаты этого расчета будут использованы в разделе 11).

М_к=М₂=155,63 Н·м, (ПЗ, п1).

Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в вертикальной плоскости:

М_и.х.1=0;

М_{и.х 2}= -F_в· ℓ ₃^.= -1932,8 · 0,082=-158,49 Н·м;

М_и.х.4=0.

Строим эпюру изгибающих моментов от сил, действующих в горизонтальной плоскости:

М_и.у.1=0;

М_и.у3=_. R_1х· ℓ₂=852,25 · 0,063=53,69 Н·м;

М_и.у.2=0;

М_и.у4=0.

Определяем суммарный изгибающий момент под колесом:

(90)

где - изгибающий момент под колесом от сил действующих в вертикальной плоскости,

=-73,96 Н·м, (ПЗ, п.9);

- изгибающий момент под колесом от сил действующих в горизонтальной плоскости,

=53,69 Н·м, (ПЗ, п.9).

[1, с.211 215, 304 307]

Методические указания

При отношении расчет эквивалентной нагрузки выполнять по формуле 9.3, [1, с. 212].

В передачах, где отсутствует осевая сила расчет эквивалентной нагрузки на подшипники выполнять по формуле 9.4, [1, с. 212].

Рекомендуемая долговечность подшипников для цилиндрических редукторов от 10000 до 250000 часов. Если при расчете долговечность окажется меньшей, необходимо принять подшипники более тяжелой серии и повторно произвести расчет долговечности подшипников.

Если при расчете долговечность окажется больше рекомендуемой, необходимо принять подшипники более легкой серии (если такая серия подшипников имеется) и повторно произвести расчет долговечности подшипников.

Расчетную схему ведомого вала выполнить на миллиметровке.

Рисунок 4 - Расчетная схема ведомого вала