9 . Подбор подшипников и проверка их долговечности
Для ведущего вала редуктора предварительно принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники лёгкой серии 205.
Для ведомого вала редуктора предварительно принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники лёгкой серии 206.
Характеристики подшипников заносим в таблицу 9.1.
Таблица 9.1 – Характеристики предварительно выбранных подшипников
-
Вал редуктора
Условное обозначение подшипника
d
D
B
Грузоподъёмность, кН
Размеры, мм
C
Co
Ведущий
205
25
52
15
14,0
6,95
Ведомый
206
30
62
16
19,5
10,0
Ведущий вал.
Усилие в зацеплении:
Н;
Н.
Помимо усилий в зацеплении на ведущий вал редуктора действует сила от соединительной муфты.
Определяем усилие от муфты по эмпирической зависимости, Н:
, (9.1)
где – вращающий момент на ведущем валу редуктора, Н м.
Н.
Из эскизной
компоновки:
мм.
Определяем расстояние от точки действия силы от муфты до середины ближайшей опоры, мм:
lм=0,7dв1+50, (9.2)
где 
– диаметр выходного конца ведущего
вала редуктора, мм.
lм=0,720+50=64мм.
Частота вращения
вала:
об/мин.
Составляем расчётную схему вала и определяем опорные реакции, Н.
Рис. 9.1. Расчётная схема ведущего вала редуктора.
В плоскости yz.
;
;
КП. 12. 2-74 06 01. 1. 112м. 09. ПЗ
22
Н.
;
;
Н.
Проверяем правильность решения:
;
.
Реакции определены правильно.
В плоскости xz.
С учётом симметричного расположения шестерни относительно опор:
Н.
Определяем суммарные радиальные реакции, Н:
, (9.3)
где 
и
– радиальные реакции в опорах вала, Н.
Н.
Н.
Подшипники будем подбирать по более нагруженной опоре 1.
Определяем эквивалентную нагрузку. Н:
, (9.4)
где
– коэффициент вращения, при вращении
внутреннего кольца подшипника
(стр. 38, /1/);
– суммарная радиальная нагрузка опоры 1, Н;
– коэффициент
безо
пасности,
(стр. 39, /1/);
– температурный
коэффициент,
(стр. 39, /1/).
Н.
Определяем долговечность предварительно выбранных подшипников в часах:
, (9.5)
где – частота вращения ведущего вала редуктора, об/мин
– динамическая грузоподъёмность предварительно принятых для ведущего вала редуктора подшипников, кН;
– эквивалентная нагрузка наиболее нагруженной опоры, Н;
– показатель степени, для шарикоподшипников (стр. 39, /1/).
ч.
КП. 12. 2-74 06 01. 1. 112м. 09. ПЗ
23
Долговечность
подшипников лёгкой серии 205 превышает
необходимое значение для цилиндрических
редукторов (10000…36000ч). Поэтому примем
для ведущего вала редуктора шариковые
радиальные днорядные подшипники особо
лёгкой серии 105,
кН
(стр.
51, /1/).
Определяем долговечность:
ч.
Окончательно принимаем для ведущего вала редуктора шариковые радиальные днорядные подшипники особо лёгкой серии 105.
В едомый вал.
Усилие в зацеплении: Н; Н.
Помимо усилий в зацеплении на ведомый вал редуктора действует консольная сила от цепной передачи.
Определяем значение консольной силы по эмпирической зависимости, Н:
, (9.6)
где – вращающий момент на ведомом валу редуктора, Н м.
Н.
Из эскизной
компоновки:
мм.
Определяем расстояние от точки действия консольной силы до середины ближайшей опоры, мм:
lк=0,7dв2+50. (9.5)
lк=0,725+50=67,5мм.
Принимаем lк=68мм.
Частота вращения
вала:
об/мин.
Составляем расчётную схему вала и определяем опорные реакции, Н.
Рис. 9.2. Расчётная схема ведомого вала редуктора.
В плоскости yz.
;
;
Н.
;
;
КП. 12. 2-74 06 01. 1. 112м. 09. ПЗ
24
Н.
Проверяем правильность решения:
;
.
Реакции определены правильно.
В плоскости xz.
С учётом симметричного расположения зубчатого колеса относительно опор:
Н.
Определяем суммарные радиальные реакции по формуле 9.3:
Н.
Н.
Подшипники будем подбирать по более нагруженной опоре 3.
Определяем эквивалентную нагрузку по формуле 9.4:
Н.
О пределяем долговечность предварительно выбранных подшипников в часах, по формуле 9.5:
ч.
Долговечность
206 подшипников меньше минимальной
долговечности для цилиндрических
редукторов
ч.
Поэтому примем для ведомого вала
редуктора шариковые радиальные днорядные
подшипники средней серии 306,
кН
(стр.
52, /1/).
Определяем долговечность:
ч.
Окончательно принимаем для ведущего вала редуктора шариковые радиальные днорядные подшипники средней серии 306.
Характеристики окончательно принятых подшипников водим в таблицу 9.2.
Таблица 9.2 – Характеристики окончательно выбранных подшипников
-
Вал редуктора
Условное обозначение подшипника
d
D
B
Грузоподъёмность, кН
Размеры, мм
C
Co
Ведущий
105
25
47
12
11,2
5,6
Ведомый
306
30
72
19
28,1
14,6
26
КП. 12 2-74 06 01. 1. 112м. 09. ПЗ
КП. 12. 2-74 06 01. 1. 112м. 09. ПЗ
25
25
КП. 12. 2-74 06 01. 1. 112м. 09. ПЗ
1 0. ПОДБОР ШПОНОК И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ
СОЕДИНЕНИЙ
Для крепления на валах редуктора муфты, зубчатого колеса и звёздочки цепной передачи принимаем призматические шпонки со скругленными концами по ГОСТ 23360 – 78.
Размеры шпонок и шпоночных пазов принимаем по диаметру вала и длине ступицы.
Шпоночное соединение проверяем на смятие:
, (10.1)
где – вращающий момент на валу, Н м;
– диаметр вала,
мм;
– ширина шпонки, мм;
– высота шпонки, мм;
– длина шпонки, мм;
– глубина паза на валу, мм.
Ведущий
вал редуктора:
Н
м;
мм;
мм.
Принимаем
допускаемые напряжения смятие при
чугунной ступице полумуфты
МПа
(стр. 42, /1/).
Шпонка
(
)
по ГОСТ 23360 – 78;
мм
(стр. 43, /1/).
МПа
МПа.
Ведомый
вал редуктора:
Н
м;
мм;
мм;
мм;
мм.
Из технологических соображений для разных ступеней ведомого вала редуктора принимаем шпонки одинаковых размеров, размеры поперечного сечения назначаем исходя из меньшего диаметра.
Принимаем
допускаемые напряжения смятие при
стальной ступице колеса и звёздочки
цепной передачи
МПа
(стр. 42, /1/).
Шпонка
(
)
по ГОСТ 23360 – 78;
мм
(стр. 43, /1/).
Проверяем шпоночное соединение под звёздочкой цепной передачи.
МПа
МПа.
П роверяем шпоночное соединение под зубчатым колесом.
МПа
МПа.
Окончательно принимаем для ведущего вала редуктора шпонку ГОСТ 23360 – 78.
Окончательно принимаем для ведомого вала редуктора шпонку ГОСТ 23360 – 78.
КП. 12. 2-74 06 01. 1. 112м. 10. ПЗ
26