7. Выбор смазки зацепления и подшипников

Определение кинематической вязкости в зависимости от контактного напряжения МПа цилиндрического колеса и окружной скорости

м/с

Определение марки масла в зависимости от выбранной кинематической вязкости исходя из условия

Цилиндровое 52. [2,табл.11.2]

Глубина погружения цилиндрического колеса в масло

В корпус редуктора заливают масло на высоту быстроходного колеса. При вращении колеса со скоростью масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает на нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц : масло в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей в том числе и подшипников.

Определение потребного количества масла

Определение действительного количества масла

где а – длинна масленой ванны редуктора; a=480 мм

b – ширина масленой ванны редуктора; b=560мм

h – высота масленой ванны редуктора. h=650 мм

Вывод: действительный объём масленой ванны редуктора больше потребного объёма , что обеспечит необходимые условия эксплуатации редуктора, а создаваемый масленый туман внутри редуктора обеспечит оптимальное условие смазки деталей внутри корпуса

8. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ 8.1 Расчет подшипников тихоходного вала редуктора. Действующие в тихоходном зацеплении силы: F_t=5072.46 H , F_r=1846.22 H, Сила от муфты: Fм≈125 =125*=3307.5 Н. [3,с.298]

Определяем реакции опор: а) В горизонтальной плоскости. ΣМ_АХ=0; +Ft38-R_BX77,5+F_M129=0. R_BX= R_BX==7992,53 H. ΣМ_ВХ=0; -Ft39,5+R_АX77,5+F_M51,5=0. R_АX= R_АX==387,43 H. Проверка: ΣF_Х=0. -R_AX-R_BX+F_t+F_M=0. 5072,46-387,43-7992,53+3307,5=0. 0=0. Условие выполняется. б)В вертикальной плоскости. ΣМ_АY=0; F_r38-R_BY77,5 =0.

R_BY=

R_BY==905,24 H. ΣМ_ВY=0; -F_r39,5+R_АY*77,5 =0. R_АY=

R_АY==940,98 H. Проверка: ΣF_Y=0. F_r -R_BY-R_AY=0 1846,22-905,24-940,98=0. 0=0. Условие выполняется. Дальнейший расчет ведем по опоре В, как более нагруженой. Полная реакция опоры по теореме Пифагора. R_B=. R_B==8043,63 H. Расчет подшипника ведем по динамической грузоподьемности, т.к. частота вращения вала n₄=122,80 мин^-1>1 мин^-1. Предварительно был выбран подшипник №212, для которого динамическая грузоподьемность =52000 Н. статическая грузоподьемность =31000 Н. [6, с.45]. На подшипник действует радиальная нагрузка Fr=R_B=8043,63 H , осевая нагрузка Fa=0 Н.

Эквивалентная динамическая нагрузка. P=(XVF_r+YF_a)K_БK_T. [3, с.З35] Коэффициент вращения V=1 при вращении внутреннего кольца. коэффициент безопасности К_Б===1,3. температурный коэффициент К_T=1 при нагреве до 100°С [3, с.335]. ==0

=0= е=0. [3, таб.16.5]

=0 е=0. Х=1,Y=0. [3, таб.16.5] P=(1*1*8043,63+0*0)*1,3*1= 10456,72 H. Эквивалентная долговечность подшипника в часах. L_HE=Σ*ti. [3, с.336] где р=З показатель степени кривой усталости подшипника L_HE=*4204,8=1625,3 ч. Долговечность подшипника в миллионах оборотов. L_E=60*10^-6 *n*L_HE. [3, с.336] L_E=60*10^-6*122,6 *1625,3=13,60 млн.об. Динамическая грузоподьемность. C=Р* . [3, с.332] C=10456,72*=24991,56 Н.<=52000 Н.

Меняем серию подшипника. Окончательно принимаем подшипник №112, для которого =29600 Н, =18300 Н

Проверяем его по статической грузоподьемности. Эквивалентная статическая нагрузка. P_O=(X_OFr+Y_OF_a)K_Б≤, [3, с.337] где Х₀=О,6 и У₀=0,5 — соответственно коэффициенты радиальной и осевой статической нагрузок. [3, с.337] P_O=(0,6*8043,63+0,5*0)*1,3=6274,03 H< =18300 H.

Условие выполняется.Оставляем выбранный подшипник. №112

8.2 Расчет подшипников промежуточного вала редуктора. Действующие в тихоходном зацеплении силы: F_t1=5072,46 H , F_r1=1846,22 H,

Fa=0 Н,

Действующие в быстроходном зацеплении силы: F_t2=131,30 H ,F_r2=47,79 H.

Определяем реакции опор:

а) В горизонтальной плоскости. ΣМ_АХ=0; F_t220+R_BX139-F_t1101=0. R_BX=. R_BX==1275,20 H. ΣМ_ВХ=0; -F_t238+R_АX139+F_t1119=0. R_АX= R_АX==-379,64 H.

Знак “-“,значит R_AX направлена в другую сторону.

Проверка: ΣF_Х=0. R_AX+F_t1-F_t2+R_BX =0. 124,87+379,64-1779,71+1275,20=0. 0=0. Условие выполняется. б)В вертикальной плоскости. ΣМ_АY=0; -F_r2101-F_r120+R_BY139=0. R_BY=

R_BY==477,23 H.

ΣМ_ВY=0; F_r238+F_r1119-R_АY139=0. R_АY=

R_АY==215,99 H.

Проверка: ΣF_Y=0. -F_r2-F_r1+R_АY+R_ВY =0. 215,99-45,44-647,78+477,23=0. 0=0. Условие выполняется. Дальнейший расчет ведем по опоре В, как более нагруженой. Полная реакция опоры по теореме Пифагора.

R_B=.

R_B==1361,57 H. Расчет подшипника ведем по динамической грузоподьемности, т.к. частота вращения вала n₃=245,27 мин^-1. Предварительно был выбран подшипник №307, для которого динамическая грузоподьемность =33200 Н. статическая грузоподьемность =18000 Н. [6, с.45]. На подшипник действует радиальная нагрузка Fr=R_B=1361,57 H , осевая нагрузка Fa=0 Н.

Эквивалентная динамическая нагрузка. P=(XVF_r+YF_a)K_БK_T. [3, с.З35] Коэффициент вращения V=1 при вращении внутреннего кольца. коэффициент безопасности К_Б===1,3. температурный коэффициент К_T=1 при нагреве до 100°С =0 – тип подшипника выбран верно

=0 е=0. [3, таб.16.5] . Х=1 Y=0. [3, таб.16.5] P=(1*1*1361,57+0*0)*1,3*1=1770,04 H. Эквивалентная долговечность подшипника в часах. L_HE=Σ*ti. [3, с.336] где р=З показатель степени кривой усталости подшипника L_HE=*4204,8=1625,3 ч. Долговечность подшипника в миллионах оборотов. L_E=60*10^-6 *n*L_HE. [3, с.336] L_E=60*10^-6*245,27 *1625,3=23,91 млн.об. Динамическая грузоподьемность. C=Р* . [3, с.332] C=1770,04*=5099,28 Н<=33200 Н. Меняем серию подшипника. Окончательно принимаем подшипник №107, для которого =15900 Н, =8500 Н Проверяем его по статической грузоподьемности.

Эквивалентная статическая нагрузка. P_O=(X_OFr+Y_OFa)K_Б≤, [3, с.337] где Х₀=О,6 и У₀=0,5 — соответственно коэффициенты радиальной и осевой статической нагрузок. [3, с.337] P_O=(0,6*1361,57+0,5*0)*1,3=1062,03 H < =8500 H. Условие выполняется.Оставляем выбранный подшипник.

8.3 Расчет подшипников быстроходного вала редуктора. Действующие в зацеплении силы: F_t=131,30 H. F_r=47,79 H. =1037,83 Н.

Определяем реакции опор: а) В горизонтальной плоскости. ΣМ_АХ=0; -F_t19,5+R_BX38,5+F_р35,5=0. R_BX= R_BX==-890,46 H.

Знак “-“,значит R_BX направлена в другую сторону.

ΣМ_ВХ=0; F_р*74+F_t19-R_АX38,5=0. R_АX= R_АX==2059,59 H Проверка: ΣF_Х=0. -F_t-F_Р+R_AX-R_BX =0. 2059,59-1037,83-890,46-131,30=0. 0=0. Условие выполняется.

б)В вертикальной плоскости. ΣМ_АY=0; F_r19,5-R_BY38,5=0. R_BY===24,21 H. ΣМ_ВY=0; -F_r19+R_АY38,5=0. R_АY===23,58 H. Проверка: ΣF_Y=0. F_r -R_BY-R_AY=0. 47,79-24,21-23,58=0. Условие выполняется. Дальнейший расчет ведем по опоре А, как более нагруженой. Полная реакция опоры по теореме Пифагора. R_А=. R_А==2059,72 H. Расчет подшипника ведем по динамической грузоподьемности, т.к. частота вращения вала n₂=586,2 мин^-1.

Предварительно был выбран подшипник №305, для которого динамическая грузоподьемность =22500 Н. статическая грузоподьемность =11400 Н. [6, с.45]. На подшипник действует радиальная нагрузка Fr=R_А=2059,72 H , осевая нагрузка Fa=0. Эквивалентная динамическая нагрузка. P=(XVF_r+YF_a)K_БK_T. [3, с.З35] Коэффициент вращения V=1 при вращении внутреннего кольца. коэффициент безопасности К_Б===1,3. температурный коэффициент К_T=1 при нагреве до 100°С [3, с.335].

При Fa=0 коэффициенты радиальной и осевой нагрузки: Х=1 и У=0 [3, табл. 16.5]. P=(1*1*2059,72+0*0)*1,3*1=2677,64 H. Эквивалентная долговечность подшипника в часах. L_HE=Σ*ti. [3, с.336] где р=З показатель степени кривой усталости подшипника L_HE=*4204,8=1625,3 ч. Долговечность подшипника в миллионах оборотов. L_E=60*10^-6 *n*L_HE. [3, с.336] L_E=60*10^-6*586,2*1625,3=57,16 млн.об. Динамическая грузоподьемность. C=Р* . [3, с.332] C=2677,64*=10308,61 Н. > =22500 H. Меняем серию подшипника. Окончательно принимаем подшипник №205, для которого =14000 Н, =6950 Н. Проверяем его по статической грузоподьемности.

Эквивалентная статическая нагрузка. P_O=(X_OFr+Y_OFa)K_Б≤, [3, с.337] где Х₀=О,6 и У₀=0,5 — соответственно коэффициенты радиальной и осевой статической нагрузок. [3, с.337] P_O=(0,6*2059,72+0,5*0)*1,3=1606,58 H. < =6950 H.

Условие выполняется. Оставляем выбранный подшипник.