6.3 Проверка подшипников на динамическую грузоподъемность

6.3.1 Для ведущего вала

6.3.1.1 Определяем требуемую долговечность подшипников,10⁶ оборотов [6], для ведущего вала:

где ч - требуемая долговечность подшипника;

n₁ – частота вращения шестерни, мин^-1;

млн. оборотов.

Машинное время работы(ресурс)

где L –срок службы передачи, лет;

К_г - коэффициент использования передачи в течении года;

К_с - коэффициент суточного использования передачи в течении суток;

ПВ – относительная продолжительность включения;

ч.

6.3.1.2 Определяем приведённую нагрузку [6]

при

где V – коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца V =1;

X и Y – коэффициенты приведения осевой и радиальной нагрузок;

К_σ – коэффициент безопасности. При лёгкой нагрузке на подшипник и для зубчатых передач К_σ = 1,3;

К_T – коэффициент, учитывающий влияние температуры. При рабочей температуре подшипника 100 °С принимаем К_T = 1,0.

Рисунок 6 – Схема действия нагрузок на подшипники ведущего вала

Осевую нагрузку воспринимает подшипник 1, поэтому

F_a1 = F_А=356 Н; F_a2 = 0. При Х₂ = 1,0; Y₂ =0 [6].

Для соотношения

находим е = 0,216;

Следовательно, Х₁ = 0,56; Y₁ = 2,034.

Н;

Н.

Далее расчет ведем по более нагруженной опоре

6.3.1.3 Определяем эквивалентную нагрузку [6]

F_экв(2) = 2540·1 = 2540 Н.

6.3.1.4 Определяем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника[6]

где р – показатель степени, для шарикоподшипников р = 3.

Н.

Динамическая грузоподъемность по каталогу С_кат = 25500 Н;

С_кат > С_тр.

Определяем требуемую долговечность подшипников [6]

ч > 6132 ч.

Долговечность подшипника обеспечена.

6.3.2 Проверка подшипников на динамическую грузоподъемность

для ведомого вала

6.3.2.1 Определяем требуемую долговечность подшипников,10⁶ оборотов:

млн. оборотов.

Рисунок 7 – Схема действия нагрузок на подшипники ведомого вала

Осевую нагрузку воспринимает подшипник 2, поэтому

F_a2 = F_С =356 Н; F_a1 = 0. При Х₁ = 1,0; Y₁ =0 [6].

Для соотношения

находим е = 0,201;

Следовательно, Х₂ = 1; Y₂ = 0.

6.3.2.2 Определяем приведённую нагрузку [6]

Н;

Н.

Далее расчет ведем по более нагруженной опоре.

6.3.2.3 Определяем эквивалентную нагрузку [6]

F_экв(2) = 3255·1 = 3255 Н.

6.3.2.4 Определяем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника[6]

Н.

С_тр < С_кат = 33200 Н.

ч > 6132 ч.

Долговечность подшипника обеспечена.

7. Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Рисунок 8 – Шпоночное соединение.

1. Ступица; 2- вал; 3-шпонка.

Для всех соединений назначаем шпонки призматические по ГОСТ 23360-78.

Длина шпонки l_p из условия прочности на смятие

, мм.

Определяем общую длину шпонки и округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда длин шпонок:

.

Эти шпонки проверяются на смятие боковой поверхности по формуле [6].

где - допускаемое напряжение:

= 80...130 МПа;

Т – передаваемый момент, Н·мм;

d – диаметр вала, м;

l_p – рабочая длина шпонки, мм:

l_p = (l – b)

b – ширина шпонки, мм;

7.1 Выбор и проверка шпонки ведомого вала под зубчатое колесо

Передаваемый момент Т = 186 Н·м; диаметр вала d = 55 мм; размеры поперечного сечения шпонки мм; глубина шпоночного паза вала

t₁ = 6 мм, t₂ = 4,3 мм.

При стальной ступице и спокойной нагрузке = 80 МПа.

мм; l = l_P + b = 21 + 16 = 37 мм. Принимаем l = 45 мм.

Напряжение на смятие

МПа < [σ_см] = 80 МПа.

Условие на смятие выполняется.

7.2 Выбор и проверка шпонки ведомого вала под ступицу полумуфты

Передаваемый момент Т = 186 Н·м; диаметр вала d = 38 мм; размеры поперечного сечения шпонки мм; глубина шпоночного паза вала

t₁ = 5,0 мм, t₂ = 3,3 мм.

мм; l = l_P + b = 41 + 10 = 51 мм. Принимаем l = 56 мм.

МПа < [σ_см] = 80 МПа.

Условие на смятие выполняется.

7.3 Выбор и проверка шпонки ведущего вала под шкивом

Передаваемый момент Т = 62 Н·м; диаметр вала d = 28 мм; размеры поперечного сечения шпонки мм; глубина шпоночного паза вала

t₁ = 4 мм, t₂ = 3,3 мм.

мм; l = l_P + b = 18 + 8 = 26 мм. Принимаем l = 32 мм.

МПа < [σ_см] = 80 МПа.

Условие на смятие выполняется.