17 Подбор подшипников для валов редуктора
17.1 Ведущий вал
Из предыдущих расчетов был выбран шарикоподшипник радиально-упорный серии 36306 (см. табл. 3. раздела 14.).
Определяем эквивалентную нагрузку по формулам:
при
,
при
.
где а) Rr – радиальная нагрузка на подшипник, определяемая по формуле:
,
здесь Rx и Ry – радиальные составляющие реакции соответствующей опоры подшипника;
б) Ra – осевая нагрузка подшипника;
в) V – коэффициент вращения одного из колец, при вращении внутреннего кольца V = 1;
г) Кб – коэффициент безопасности. Для машин, работающие в одну смену не всегда с полной нагрузкой, кранов штучных грузов с кратковременной прерывистой работой, Кб = 1,2...1,3, принимаем Кб = 1,25;
д) Кт – температурный коэффициент. При рабочей температуре подшипника не более 1000 Кт = 1;
е) Х – коэффициент радиальной нагрузки;
ж) Y – коэффициент осевой нагрузки.
Определим радиальные нагрузки на подшипники (см. раздел 15):
Радиальная нагрузка на опору А вала-шестерни:
206,16
Н.
Радиальная нагрузка на опору В вала-шестерни:
502,23
Н.
Коэффициенты X
и Y
зависят от коэффициента влияния осевого
нагружения е,
который определяется в зависимости от
отношения
.
Определяем отношение
0,0070;
этой величине (по табл. 7.3 [3]) соответствует
0,2813.
Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки подшипников
RsB = eRBr = 0,2813 502,23 = 141,30 Н.
RsА = eRАr = 0,2813 206,16 = 58,001 Н.
Осевые нагрузки на подшипники
RaB = RsB = 141,30 Н;
RaA = Fa + RsВ = 142,04 + 141,30 = 283,34 Н.
Определяем отношения и коэффициенты радиальной и осевой нагрузок:
1,3743
> е;
X = 0,45; Y
=
1,8987.
0,2813
= е; X
= 0; Y = 1.
Определяем эквивалентные нагрузки на подшипиники
970,72
Н.
176,62
Н.
Расчетную долговечность определяем по более нагруженной опоре А, млн.об. (формула 7.3 [3]):
21280
млн.об.
Расчетная базовая долговечность, ч
249133
ч.
Так как L10h > Lh = t∑ = 1314 час (см. раздел 5) окончательно принимаем подшипник 36306.
17.1 Ведомый вал
Радиальная нагрузка на опору А вала:
3280,4
Н.
Радиальная нагрузка на опору В вала:
999,56
Н.
Для ведомого вала выбран радиально-упорный шарикоподшипник серии 36307.
Отношение
0,0052;
этой величине (по табл. 7.3 [3]) соответствует
0,2765.
Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки подшипников
RsА = eRrА = 0,0,2765 · 3280,4 = 906,99 Н.
RsB = eRrB = 0,2765 · 999,56 = 276,37 Н.
Осевые нагрузки на подшипники
RaB = RsB = 276,37 Н;
RaA = Fa + RsВ = 142,04 + 276,37 = 418,41 Н.
Определяем отношения и коэффициенты радиальной и осевой нагрузок:
0,1276
< е; X
= 0; Y =1;
0,2715
= е; X
= 0; Y = 1.
Определяем эквивалентные нагрузки на подшипиники
481,17
Н.
317,83
Н.
Расчетная долговечность более нагруженной опоры А, млн.об.
384858
млн.об.
Расчетная базовая долговечность, ч
22528389
ч.
Так как L10h > Lh = t∑ = 1314 час (см. раздел 5) окончательно принимаем подшипник 36307.
18. Подбор шпоночных соединений
Для всех шпоночных соединений принимаем призматические шпонки со скругленными концами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок выбираем по СТ СЭВ 189-75. Материал шпонки – Сталь 45.
Расчет проводим на смятие боковых граней шпонки выступающих из вала ((формула 6.22 [3]):
,
где М – крутящий момент на валу; d – диаметр вала; l – длина шпонки; b ─ ширина шпонки; h ─ высота шпонки; t ─ глубина паза вала.
=100÷120
Н/мм2
– допускаемое напряжение при смятии.
Ведущий вал.
Рассчитываем шпонку под муфту
d = 22 мм, b = 8 мм, h = 7 мм, t = 4 мм, l = 24 мм (при длине полумуфты 58); момент на ведущем валу Т1 = 14,32·103 Н·мм.
27,118
н/мм2 <
.
Условие прочности шпонки на смятие выполняется.
Ведомый вал.
Расчет шпонки под колесо закрытой цилиндрической передачи
d = 40 мм, b = 12 мм, h = 8 мм, t = 5 мм, l = 34 мм;
момент на ведомом валу Т2 = 69,46·103 Н·мм.
52,621
Н/мм2 <
Условие прочности шпонки на смятие выполняется.
Расчет шпонки под колесо открытой цилиндрической передачи
d = 26 мм, b = 8 мм, h = 7 мм, t = 4 мм, l = 28 мм;
89,050
Н/мм2 <
Условие прочности шпонки на смятие выполняется