9 . Подбор подшипников и проверка их долговечности

Для ведущего вала редуктора предварительно принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники лёгкой серии 206.

Для ведомого вала редуктора предварительно принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники лёгкой серии 208.

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	206	30	62	16		19,5		10,0
Ведомый	208	40	80	18		32,0		17,8

Ведущий вал.

Усилие в зацеплении: Н; Н; Н.

Помимо усилий в зацеплении на ведущий вал редуктора действует консольная сила от ременной передачи.

Определяем значение консольной силы 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 консольной силы до середины ближайшей опоры, мм:

l_к=0,7d_в1+50, (9.2)

где – диаметр выходного конца ведущего вала редуктора, мм.

l_к=0,724+50=66,8мм.

Принимаем l_м=67мм.

Частота вращения вала: об/мин.

Составляем расчётную схему вала и определяем опорные реакции, Н.

В плоскости yz.

; ;

Н.

; ;

КП. 12. 2-74 06 01. 1. 112м. 09. ПЗ

21

Н.

Проверяем правильность решения:

; .

Реакции определены правильно.

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 1.

По отношению осевой нагрузки к статической грузоподъёмности предварительно выбранных подшипников определяем коэффициент осевого нагружения .

.

Принимаем (стр. 40, /1).

Определяем отношение осевой нагрузки к произведению суммарной радиальной нагрузки наиболее нагруженной опоры и коэффициента вращения и сравниваем полученный результат с коэффициентом для определения формулы расчёта эквивалентной нагрузки.

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

_{КП. 1}2. 2-74 06 01. 1. 112м. 09. ПЗ

₂₂

.

О пределяем эквивалентную нагрузку. Н:

, (9.4)

где – коэффициент радиальной нагрузки, (стр. 40, /1/);

– коэффициент осевой нагрузки, (стр. 40, /1/);

– суммарная радиальная нагрузка опоры 1, Н;

– коэффициент безопасности, (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.

Долговечность 206 подшипников больше минимальной долговечности для цилиндрических редукторов ч.

Окончательно принимаем для ведущего вала редуктора шариковые радиальные однорядные подшипники лёгкой серии 206.

Ведомый вал.

Усилие в зацеплении: Н; Н; Н.

Помимо усилий в зацеплении на ведомый вал редуктора действует сила от соединительной муфты.

Определяем усилие от муфты 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 силы от муфты до середины ближайшей опоры, мм:

l_м=0,7d_в2+50. (9.7)

l_м=0,736+50=75,2мм.

Принимаем l_м=75мм.

Частота вращения вала: об/мин.

Составляем расчётную схему вала и определяем опорные реакции, Н.

В плоскости yz.

_{КП. 1}2. 2-74 06 01. 1. 112м. 09. ПЗ

23

; ;

Н.

; ;

Н.

Проверяем правильность решения:

; .

Реакции определены правильно.

Рис. 9.2. Расчётная схема ведомого вала редуктора.

В плоскости xz.

С учётом симметричного расположения зубчатого колеса относительно опор:

Н.

Определяем суммарные радиальные реакции, используем формулу 9.3:

Н.

Н.

Подшипники будем подбирать по более нагруженной опоре 4.

По отношению осевой нагрузки к статической грузоподъёмности предварительно выбранных подшипников определяем коэффициент осевого нагружения .

КП. 12. 2-74 06 01. 1. 112м. 09. ПЗ

24

.

Принимаем (стр. 40, /1).

Определяем отношение осевой нагрузки к произведению суммарной радиальной нагрузки наиболее нагруженной опоры и коэффициента вращения и сравниваем полученный результат с коэффициентом для определения формулы расчёта эквивалентной нагрузки.

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

.

Тогда эквивалентную нагрузку определяем по формуле 9.4:

Принимаем:

(стр. 40, /1/);

(стр. 40, /1/);

(стр. 39, /1/);

(стр. 39, /1/).

Н.

Н.

О пределяем долговечность предварительно выбранных подшипников в часах, по формуле 9.5:

ч.

Долговечность подшипников 208 значительно превышает необходимое значение для цилиндрических редукторов (10000…36000ч). Поэтому примем для ведомого вала редуктора шариковые радиальные днорядные подшипники особо лёгкой серии 108, кН, кН (стр. 51, /1/).

.

Принимаем (стр. 40, /1).

.

Тогда эквивалентную нагрузку определяем по формуле 9.4:

Принимаем:

(стр. 40, /1/);

(стр. 40, /1/);

(стр. 39, /1/);

(стр. 39, /1/).

Н.

Н.

ч.

КП. 12. 2-74 06 01. 1. 112м. 09. ПЗ

25

Д олговечность 108 подшипников является удовлетвортельной для цилиндрических редукторов ( ч).

Окончательно принимаем для ведущего вала редуктора шариковые радиальные однорядные подшипники особо лёгкой серии 108.

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	306	30	62	16		19,5		10,0
Ведомый	108	40	68	15		16,8		9,3

₂₆

_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 шкива ременной 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 стальной ступице шкива МПа.

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 полумуфты МПа.

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

27