9 . Подбор подшипников и проверка их долговечности

Для ведущего вала редуктора предварительно принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники лёгкой серии 202.

Для ведомого вала редуктора предварительно принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники лёгкой серии 203.

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	202	15	35	11		7,8		3,55
Ведомый	203	17	40	12		9,56		4,5

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:

l_м=0,7d_в1+50, (9.2)

где – диаметр выходного конца ведущего вала редуктора, мм.

l_м=0,710+50=57мм.

Принимаем l_м=57мм.

Частота вращения вала: об/мин.

Составляем расчётную схему вала и определяем опорные реакции, Н.

В плоскости yz.

; ;

Н.

; ;

Н.

Проверяем правильность решения:

20

КП. 12. 2-74 06 01. 1. 112м. 09. ПЗ

; .

Рис. 9.1. Расчётная схема ведущего вала редуктора.

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 2.

Определяем эквивалентную нагрузку. Н:

, (9.4)

где – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца подшипника (стр. 38, /1/);

– суммарная радиальная нагрузка опоры 2, 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. 1}2. 2-74 06 01. 1. 112м. 09. ПЗ

21

Долговечность подшипников 202 значительно превышает необходимое значение для цилиндрических редукторов (10000…36000ч). Это связано с тем, что диаметр вала под подшипники выбирали конструктивно ориентируясь на диаметр выходного конца, определённого по заниженным допускаемым напряжениям.

Окончательно принимаем для ведущего вала редуктора шариковые радиальные однорядные подшипники лёгкой серии 202.

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.

Из эскизной компоновки: мм.

Определяем расстояние от точки действия консольной силы до середины ближайшей опоры, мм:

l_к=0,7d_в2+50. (9.7)

l_к=0,712+50=58,4мм.

Принимаем l_к=58мм.

Частота вращения вала: об/мин.

Составляем расчётную схему вала и определяем опорные реакции, мм.

Рис. 9.2. Расчётная схема ведомого вала редуктора.

В плоскости yz.

; ;

Н.

; ;

КП. 12. 2-74 06 01. 1. 112м. 09. ПЗ

22

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 4.

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле 9.4:

Н.

Определяем долговечность предварительно выбранных подшипников в часах, по формуле 9.5:

ч.

Долговечность 203 подшипников больше минимальной долговечности для цилиндрических редукторов ч. Окончательно принимаем для ведущего вала редуктора шариковые радиальные однорядные подшипники лёгкой серии 203.

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	202	15	35	11		7,8		3,55
Ведомый	203	17	40	12		9,56		4,5

₂₆

_КП. 12 2-74 06 01. 1. 112м. 09. ПЗ

КП. 12. 2-74 06 01. 1. 112м. 09. ПЗ

23

23

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.

Проверяем 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

24