6. Подбор подшипников качения на заданный ресурс
6.1 Подшипники тихоходного вала
Исходные данные для расчета:
Частота вращения вала n = 150 мин-1;
Ресурс при вероятности безотказной работы 90%: L'10ah = 39910,56 ч;
Диаметр посадочных поверхностей вала d = 55 мм;
Максимальные длительно действующие силы:
Fr1max = Fr / 2 = 1419,6 / 2 = 709,8 Н
Fr2max = Fr / 2 = 1419,6 / 2 = 709,8 Н
Fа = 553,8 Н
Режим нагружения - III - средний нормальный;
Ожидаемая температура работы tраб = 50oC.
Для типового режима нагружения III коэффициент эквивалентности KE = 0,56. Вычисляем эквивалентные нагрузки:
Fr1 = KE ∙ Fr1max = 0,56 ∙ 709,8 = 397,48 Н;
Fr2 = KE ∙ Fr2max = 0,56 ∙ 709,8 = 397,48 Н;
Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники
средней серии.
Дальнейший расчет производим для более нагруженной опоры 1.
1. Для принятых подшипников находим:
Cr = 82800 Н;
C0r = 51600 Н.
2. Отношение i ∙ Fa / C0r = 1 ∙ 553,8 / 51600 = 0,01
По табл. [1, стр.104] принимаем:
X = 0,41, Y = 0,87, e = 0,68
3. Отношение Fa / (V ∙ Fr) = 553,8 / (1 ∙ 1419,6) = 0,39, что меньше чем e = 0,68.
Тогда выберем другие значения: X = 0,44, Y = 1,47, e = 0,38.
Теперь условие Fa / (V ∙ Fr) > e выполняется.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка рассчитывается по формуле:
Pr = (V ∙ X ∙ Fr + Y ∙ Fa) ∙ Kб ∙ Kт
Принимаем по [1, табл. 7.4 стр 107]: Kб = 1,4; Kт = 1.
Pr = (1 ∙ 0,44 ∙ 1419,6 + 1,47 ∙ 553,8) ∙ 1,4 ∙ 1 =
(624,62 + 814,08) ∙ 1,4 ∙ 1 = 1438,7 ∙ 1,4 ∙ 1 = 2014,18 Н.
5. Расчетный скорректированный ресурс подшипника при a1 = 1; a23 = 0,7, k = 3
6. Так как расчетный ресурс больше требуемого: L10ah > L'10ah (5399787,22 > 39910,56), то предварительно назначенный подшипник пригоден.
Выбор подшипников
По справочнику Ковчегина выбираем подшипники для быстроходного вала :
Шариковые радиально-упорные однорядные (по ГОСТ 131-75)
средняя серии с характеристиками:
D = 100 мм;
d = 45 мм;
B = 25 мм;
r = 2,5 мм;
r1 = 1,2 мм;
a = 26o;
Cr = 61,4 кН
C0r = 37 кН
По справочнику Ковчегина выбираем подшипники для тихоходного вала :
Шариковые радиально-упорные однорядные (по ГОСТ 131-75)
средняя серии с характеристиками:
D = 120 мм;
d = 55 мм;
B = 29 мм;
r = 3 мм;
r1 = 1,5 мм;
a = 26o;
Cr = 82,8 кН
C0r = 51,6 кН
Определение дополнительных конструктивных размеров колеса
Диаметр ступицы определяется по формуле:
dст = 1,6 ∙ dк = 1,6 ∙ 65 = 104 мм.
Длинна ступицы определяется по формуле:
Lст = b2 = 80 мм.
Толщина обода определяется по формуле:
b0 = (2,5 - 4) ∙ m = 4 ∙ 3,5 = 14 мм.
Толщина диска определяется по формуле:
С = 0,3 ∙ b2 = 0,3 ∙ 80 = 24 мм.
5. Подбор шпоночных соединений
5.1 Подбор шпонки для соединения зубчатого колеса и вала
При установке колес на валах необходимо обеспечить надежное базирование колеса по валу, передачу вращающего момента от колеса к валу или
от вала к колесу. [1, стр. 77]
Для передачи вращающего момента чаще всего применяют призматические и сегментные шпонки. [1, стр. 77]
Рис. 9 [1, рис. 6.1, стр. 77]
Призматические шпонки имеют прямоугольное сечение; концы скругленные (рис. 9, а) или плоские (рис. 9, б). Стандарт для каждого диаметра вала определенные размеры поперечного сечения шпонки.
Назначаем в качестве соединения призматическую шпонку
со скругленными концами.
Определим размеры шпонки по [1, табл. 24.29]
Длину l (мм) шпонки выбирают из ряда: 10, 12, 14, 16, 18, 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63, 70, 80, 90, 100, 110, 125, 140, 160, 180, 200, 250, 280.
Для тихоходного вала:
b = 18 мм; h = 11 мм; l = 55 мм; фаска S = 0,5 мм; глубины пазов:
вала t1 = 7 мм;
ступицы t2 = 4,4 мм;
При передаче момента шпоночным соединением посадки можно принимать по следующим рекомендациям (посадки с большим натягом - для колес реверсивных передач) [1, стр. 77]:
для колес цилиндрических прямозубых....................... H7/p6 (H7/r6);
для колес цилиндрических косозубых и червячных...... H7/r6 (H7/s6);
для колес конических.................................................. H7/s6 (H7/t6);
для коробок передач.................................................... H7/k6 (H7/m6).
Назначаем посадку шпоночного соединения H7/r6.