7. Підбір та розрахунок підшипників
7.1 Визначення реакцій в підшипниках.
Виписую відстані з ескізної компоновки (етап 6) між зусиллями прикладеними
до вала від зачеплення зубчастої (черв’ячної) передачі, консольними зусиллями
від муфти, ланцюгової передачі та реакціями підшипників.
Так як ланцюгові передачі не розраховуються і проектується редуктор
загального призначення, то консольне навантаження на вихідний кінець вала
визначають за формулою :
Fк
= 80
=80
=512Н-для
ведучого вала
([2], c.161, або [1], табл.7.2, с.77).
Аналогічно визначають консольне навантаження на вал від муфти
Fм =80 =80 =512Н.
Виписують значення зусиль в зубчастому або черв’ячному зачепленні.
Ft1 =1302.9H , Fri =1185.6H , Fa1 =3257.4H, ділильний діаметр в зачепленні
d1=50мм
З ескізної компоновки замірюванням одержано: l1 =92,5мм , lм=107мм
Після цього зображаю розрахункову схема вала:
Складаю рівняння рівноваги і визначаю складові радіальних реакцій у взаємно
перпендикулярних площинах :
Rx і Ry .
Рівняння рівноваги в пл. yz
-
2
-
=0
H
Перевірка:
В пл. xz
Перевірка:
.
Сумарні радіальні реакції визначаю за формулою:
.
7.2 Підбір та розрахунок довговічності підшипників
Попередній підбір підшипників здійснений при ескізній компоновці (етап 6).
Приймаю радіально-упорні роликові конічні підшипники №7307 для якого
С=48кН, С0=29,9кН, е=0,32 , У=1,88 , У0=1,03. ([1],табл.Г6,с.410)
R2
S2
S1
R1
Fa
На рис. показано схему осьового навантаження вала встановленого на радіально-
упорних підшипниках розміщених по схемі «врозпір», яка застосовується для опор
ведучих і ведених валів черв’ячних редукторів.
За формулою S = 0,83eR визначають осьові складові радіальних реакцій
підшипників.
SА=0,83eRА=0,83 0,32 1044,8=277,5Н
SВ=0,83eRВ=0,83 0,32 959,9=254.9Н
Якщо Fa1 + SВ=3513,3 > SА=277Н , то вал зсувається вліво і зовнішнє
навантаження сприймається підшипником А, тоді :
Ra1 = SВ + Fa1=254,9+325,74=3513,3Н ,тоді підшипник В сприймає тільки
власне осьове навантаження Ra2 = SВ=254,9Н.
Визначаю співвідношення для підшипника А:
=
=3,36
.
При
X
=0,4
та Y=1,88
[1], табл.
8. 10, с.122)
Визначаю співвідношення для к підшипника В:
=
=0,26
=0,41.
Тому осьове навантаження не враховуємо Х=1, У=0.
Еквівалентне навантаження підшипника визначаємо за формулою:
При обертанні внутрішнього кільця коефіцієнт V = 1 ([2],c.212). Для редукторів
загального призначення коефіцієнт безпеки Кб = 1,3…1,5 ([2], табл. 9. 19, с. 124);
Приймаємо Кб = 1,3.
температурний коефіцієнт при t 1000C Кт = 1 ([2], табл. 9.20, с.214).
Обчислюємо еквівалентне навантаження :
Дальший розрахунок проводять для більш навантаженого підшипника.
За
формулою
,
де
,
визначають довговічність підшипника
в млн.
об.,
=
,,
за
формулою
, де n
– частота
обертання кільця підшипника (вала)
в . об/хв.,
визначають довговічність в год.
=
год
,
Визначену за формулою довговічність
порівнюю з терміном служби приводу або з мінімальною довговічністю згідно
ГОСТу 5000 год. для черв’ячних.
Lh
=4363
5000год, тому раніше підібраний підшипник
заміняю на підшипник
середньої серіїх великим кутом конусності №27307.Для цього підшипника
С=39,4кН, С0=29,5кН,е=0,79 ,У=0,76.
Перераховуємо осьові складові:
SА=0,83eRА=0,83 0,79 1044,8=685Н
SВ=0,83eRВ=0,83 0,79 959,9=629,4Н
Осьове навантаження на підшипники:
RaА = SВ + Fa1=629,4+3274,4=3903,8Н
Ra2 = SВ=629,4Н
Визначаю співвідношення для підшипника А:
=
=3,74
=0,79,
Тому враховуємо осьове навантаження на підшипник В:
=
=0,655
=0,79,
Тому осьове навантаження не враховуємо.
Еквівалентне навантаження більш навантаженого підшипника
=
=
Остаточно приймаємо підшипники №27307.Їх розміри dx
DxTxB=35x80x23x21x15.
7.3 Визначення реакцій підшипників вала.
Виписуємо відстані з ескізної компоновки (етап 6) між зусиллями в зачепленні і
точками прикладання реакцій.
Зображаємо розрахункову схему ведучого вала:
Розрахункова схема веденого вала редуктора: Ft2 =3257,4 Н Fa2=1302,9 Н
T2=325,74 Н Fr2=1185,6 Н d2=200мм,з ескізної компоновки: l2=45мм,
lк=108мм.
Консольне зусилля від ланцюгової передачі знаходимо за формулою:
Fк
= 250
=250
=
4512Н
Рівняння рівноваги в пл. yz
-
-
2
=0
H
Перевірка:
В пл. xz
Перевірка:
.
Сумарні радіальні реакції визначаю за формулою:
7.4. Підбір та розрахунок довговічності підшипників веденого вала.
Для веденого вала довговічність визначаю аналогічно. В 6-тому етапі були
вибрані радіально-упорні роликові підшипники №7211 для яких:
С=57кН, С0=46кН, е=0,42 , У=1,46 . ([1],табл.Г6,с.408)
RC SC SD RD
Fa2
На рис. показано схему осьового навантаження вала встановленого на радіально-
упорних підшипниках розміщених по схемі «врозпір», яка застосовується для опор
ведучих і ведених валів черв’ячних редукторів.
За формулою S = 0,83eR визначають осьові складові радіальних реакцій
підшипників.
SC=0,83eRC=0,83 0,42 7332,5 =2556,11Н
SD=0,83eRD=0,83 0,42 8341,6=2907,9Н
Якщо Fa2 + SD=2907,9+1302,9=4210,8 > SC=2556,11Н , то вал зсувається вліво і
зовнішнє навантаження сприймається підшипником C, тоді осьові навантаження
на підшипник рівні :
RRC = SD + Fa2=252907,9+1302,9=4210Н ,
RRD = SD=2907,9Н.
Визначаю співвідношення для підшипника С:
=
=0,57
=0,42.тому:
X
=0,4
та Y=1,88
(
[1], табл.
8. 10, с.122)
Визначаю співвідношення для к підшипника D:
=
=0,35
=0,42.
Тому осьове навантаження не враховуємо Х=1, У=0.
Еквівалентне навантаження підшипника визначаємо за формулою:
При обертанні внутрішнього кільця коефіцієнт V = 1 ([2],c.212). Для редукторів
загального призначення коефіцієнт безпеки Кб = 1,3…1,5 ([2], табл. 9. 19, с. 124);
Приймаємо Кб = 1,3.
температурний коефіцієнт при t 1000C Кт = 1 ([2], табл. 9.20, с.214).
Обчислюємо еквівалентне навантаження :
Дальший розрахунок проводжу для більш навантаженого підшипника.
За формулою , де , визначаю довговічність підшипника в млн.
об.,
=
,,
за формулою , де n – частота обертання кільця підшипника (вала) в . об/хв., визначаю довговічність в год.
=
год
,
Визначену за формулою довговічність
порівнюю з терміном служби приводу або з мінімальною довговічністю згідно
ГОСТу 5000 год. для черв’ячних.
Lh =33246год 5000год 17520год.
Тому залишаємо підшипник №7211.