4. Проектирование подшипниковых узлов

4.1 Основы методики расчета

Основными причинами утраты работоспособности подшипников являются усталостное выкрашивание рабочих поверхностей тел качения или беговых дорожек колец, их абразивный износ, разрушение сепараторов, расклинивание колец и тел качения, образование недопустимых пластических деформаций на беговых дорожках.

В данном курсовом проекте рассматривается как основной вид разрушения – выкрашивание тел качения. Признаками начала процесса усталостного разрушения (выкрашивания) деталей подшипника являются повышение шумности, потере точности вращения вала, возникновение вибрации.

Под динамической грузоподъёмностью С радиально-упорных подшипников понимают постоянную нагрузку, которую группа идентичных подшипников может выдержать в течении расчётного срока службы

где L_h – ресурс подшипника; n – частота вращения данного из колец подшипника; С – динамическая грузоподъёмность; m – показатель кривой выносливости, для шариковых m=3 и для роликовых m=10/3.

Ресурс подшипника :

где R_п – приведённая нагрузка на подшипник.

Приведённая нагрузка для радиально-упорных подшипников рассчитывается по следующей формуле :

где X и Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок; R_r и R_a – радиальная и осевая нагрузки подшипника; V – коэффициент вращения; К_ - коэффициент безопасности; K_т – температурный коэффициент.

где R_a – полная осевая нагрузка; S_A и S_B – внутренние осевые силы; А – внешняя осевая нагрузка.

Под статической грузоподъёмностью С_о радиально-упорных подшипников понимают такую радиальную нагрузку, которой соответствует общая остаточная деформация тел качения.

Значение С_о указываются в каталогах.

При выборе подшипника должно выполняться условие :

где Р_о – приведённая статическая нагрузка.

При совместном действии на подшипник радиальной R_r и осевой R_a нагрузок приведённая нагрузка определяется как большая из расчётов последующим формулам :

где X_o и Y_o – коэффициенты радиальной и осевой статических нагрузок.

Схема нагружения опор валов.

Рисунок 13. Схема нагружения опор валов.

4.2 Результаты расчета

5. Проектирование соединения вал-ступица

Исходя из конструкции механизма, соединения зубчатых колес и зубчатой муфты с валами следует делать шпоночными. Такой выбор соединений обоснован сравнительно небольшими крутящими моментами, передаваемыми передачами, и отсутствием повышенных требований к нормам плавности передач.

Рисунок 14. Расчётная схема шпоночного соединения

Условия прочности выглядят следующим образом:

где h, b, lp = (l-b)- размеры шпонки, определяются по таблицам ГОСТа

d – диаметр вала под шпонку,

Т – крутящий момент на валу.

Рекомендованные значения допускаемых напряжений составят:

Быстроходный вал:

Шпонка 1.

Ø20 мм

6х6х28

Тихоходный вал:

Шпонка 2 и 3.

Ø60 мм

18х11х70

Шпонка 4.

Ø50 мм

14х9х70

Промежуточный вал:

Шлицевое соединение:

Где Т – передаваемый момент, Нм; z – число шлицев;

Где D – наружный диаметр шлицев; d – внутренний диаметр шлицев; f=0,5 мм – фаска; l – длина ступицы;

Условия прочности выполняются, т.к. напряжения смятия не превышают допускаемые.

Значения напряжений шпонок сведем в таблицу.

Положение шпонки	Размеры по ГОСТ , мм	Напряжения смятия, МПа	Напряжения среза, МПа
Шкив ременной передачи	6x6x28	9	4.5
Зубчатое колесо	18x11x70	58,3	17,8
Зубчатое колесо	18x11x70	58,3	17,8
Зубчатая муфта	14x9x70	79,4	25,5