19 Расчет и выбор опорных подшипников оси вращения барабана лебедки

19.1 Наиболее совершенной и надежной является конструкция барабана лебедки (рис. 8.1) у которой передача вращающего момента от тихоходного вала редуктора на барабан лебедки осуществляется зубчатой муфтой. В этом случае ось барабана воспринимает только изгибающий момент, а за счет установки оси барабана на сферических подшипниковых опорах (рис.19.1 или 19.2) компенсируются неточности изготовления его деталей и сборки (в частности перекосы), а также деформационные погрешности.

Рисунок 19.1 - Радиальный шариковый двухрядный сферический подшипник

Рисунок 19.2 - Радиальный роликовый двухрядный сферический подшипник

19.2 Основными расчетными параметрами подшипников качения являются:

L_h - долговечность (иначе ресурс) подшипника в часах или млн. оборотов;

С₀ - базовая статическая грузоподъемность;

С - базовая динамическая грузоподъемность.

19.3 Выбор подшипника который работает в статическом режиме должен удовлетворять следующему условию [4].

F_OE ≤ С_о, (19.1)

где F_OE - эквивалентная статическая грузоподъемность на подшипник (см. заголовки табл. Г.1 [10]), Н;

С_о - базовая статическая грузоподъемность подшипника выбранного типоразмера по каталогу ( табл. Г.1, Д.1 [10]), Н.

19.4 Определяем внешние усилия R₁, R₂, которые воспринимают цапфы оси барабана, расположенные в сечениях под опорными подшипниками (рис. 8.1).

19.4.1 Полная длина оси вращения барабана лебедки, мм

L_оп = ℓ₁ + ℓ^р_б.л. + ℓ₂ (19.2)

L_оп = 120 + 1359.2 + 200 = 1679.24

19.4.2 Определяем реакции опор действующие на ось в сечениях под опорными подшипниками. Реакция R₁ принимает максимальное значение когда канат сбегает с крайнего левого положения на рабочем участке барабана (рис. 12.1), Н

R₁ = P_л × (ℓ^р_б.л. + ℓ₂) / L_оп, (19.3)

где P_л-тяговое усилие,Н; ℓ^р_б.л, ℓ_2, L_оп - длины, мм

R₁ = 23750.2 × (1359.2 + 200) / 1679.24 = 22053.03

19.4.3. Реакция R₂ принимает максимальное значение когда канат сбегает с крайнего правого положения на рабочем участке барабана (рис. 12.1), Н

R₂ = P_л × (ℓ^р_б.л. + ℓ₁) / L_оп, (19.4)

где P_л - тяговое усилие, Н; ℓ^р_б.л, ℓ_1, L_оп - длины, мм

R₂ = 23750.2 × (1359.2+ 120) / 1679.24 = 20921.56

19.5 Выбор подшипника по критерию статической грузоподъемности.

Рассмотрим цапфу (подшипниковую опору) на оси вращения барабана со стороны подвода вращающего момента. Эквивалентная статическая грузоподъемность на подшипник, Н

F_OE = R₁ = 22053.03

19.6 Из справочника или таблицы Г.1 [10] выбираем радиальный шариковый двухрядный сферический подшипник с базовой статической грузоподъемностью С_о (Н), ближайшей большей по сравнению с эквивалентной. Если наибольшее значение С_о в таблице Г.1 [10] меньше F_OE то необходимо выбирать роликовый двухрядный сферический подшипник по табл. Д.1 [10], имеющий С_о ближайшую большую по сравнению с эквивалентной.

С_о = 24000

19.7 Для выбранного типоразмера подшипника выписываем из табл. Г.1 либо Д.1 [10] численное значение посадочного диаметра d_c.л., внутреннего кольца подшипника, мм.

d_c.л. = 80

19.7.1 Обозначение подшипника - 1216

19.8 Выбор подшипника по критерию динамической грузоподъемности.

Рассмотрим подшипниковую опору (цапфу) на оси вращения барабана со стороны, противоположной подводу вращающего момента.

19.9 Определяем эквивалентную динамическую грузоподъемность F_E подшипника [4], Н.

F_E = (X × V × F_r + Y × F_a) × K_б× K_t, (19.5)

где - коэффициент радиальной нагрузки Х = 1;

- коэффициент вращения V = 1;

- радиальная нагрузка на подшипник F_r;

- коэффициент осевой нагрузки Y = 0;

- осевая нагрузка F_a= 0;

- коэффициент безопасности К_б = 1.1…1.2;

- температурный коэффициент K_t = 1.

Учитывая, что для рассматриваемого случая нагружения,Н

F_r = R₂.

Коэффициент безопасности К_б = 1.15

Эквивалентная динамическая грузоподъемность равна, Н

F_E = R₂ × К_б (19.6)

F_E = 20921.56 × 1.15 = 24060

19.10 Эквивалентная динамическая грузоподъемность подшипника с учетом типового режима внешнего нагружения [4], Н

F_EP = F_E × K_E, (19.7)

где K_E - коэффициент, учитывающий интенсивность режима внешнего нагружения выбирается на основании табл. 19.1

F_EP = 24060 × 0.4 = 9623.9,

где K_E = 0.4

Таблица 19.1 - Коэффициент интенсивности типового режима внешнего нагружения

Наименование типового режима нагружения	Значение коэф., КЕ
Постоянный режим нагружения	1.0
Тяжелый режим	0.8
Средний равновероятный	0.63
Средний нормальный	0.57
Легкий режим	0.4

19.11 Расчетный (заданный) ресурс L_h (час) грузоподъемных механизмов обычно принимается 20000…30000 часов [1].

L_h = 25000

19.12. Определим расчетную базовую динамическую нагрузку, представляющую собой постоянную радиальную нагрузку которую подшипник может воспринять при базовой долговечности

19.12.1 Предварительно определим - коэффициенты a₁, a₂₃, которые введены по рекомендации ISO [4].

Коэффициент a₁ учитывает уровень вероятности безотказной работы и выбирается на основании таблицы 19.2 [4].

Таблица 19.2 - Коэффициент a₁, учитывающий вероятность безотказной работы

Уровень надежности в %
90%	95%	96%	97%	98%	99%
a1=1	a1= 0.62	a1= 0.53	a1= 0.44	a1=0.33	a1= 0.21

Коэффициент a₁ = 1

Коэффициент a₂₃ - учитывает условия эксплуатации и качество материалов деталей подшипника. Его значение рекомендуется принимать по данным таблицы 19.3 [4].

Таблица 19.3 - Значения коэффициента a₂₃ для различных типов подшипников

Типы подшипников	Виды расчетных условий эксплуатации
	Обычные условия	Контроль перекосов и надежное смазывание
Шариковые подшипники (кроме сферических)	0.75	1
Шариковые подшипники, сферические и роликовые с цилиндрическими роликами	0.55	0.8
Роликовые подшипники конические	0.65	0.9
Роликовые подшипники сферические	0.35	0.6

Коэффициент a₂₃ = 0.55

19.12.2 Расчетная базовая динамическая нагрузка, Н

C^р = {[L_h × n^д_т.в. × F_EP³] / (1666.6667 × a₁ × a₂₃₎}^1/3, (19.8)

где L_h - расчетный ресурс подшипника, час;

n^д_т.в - частота вращения тихоходного вала редуктора, мин^-1;

F_EP - эквивалентное динамическое нагружение с учетом типового режима внешнего нагружения, Н.

C^р = {[25000× 29 × 9623.9³] / (1666.6667 × 1 ×0.55}^1/3 = 91997.2

19.13 Из справочника или таблицы Г.1 [10] выбираем радиальный двухрядный сферический подшипник с базовой динамической грузоподъемностью С, ближайшей большей по сравнению с расчетной, Н.

Если наибольшее значение С в таблице Г.1 [10] меньше чем С^р, то необходимо выбирать роликовый подшипник по табл. Д.1 [10], имеющий С_о ближайшую большую по сравнению с эквивалентной.

С = 93700

19.14 Для выбранного типоразмера подшипника выписываем из табл.Г.1 [10] либо Д.1 [10] численное значение посадочного диаметра d_с.п внутреннего кольца подшипника, мм.

d_с.п = 120

19.15 Типоразмер подшипника - 1224

19.16 Сравниваем численные значения диаметров d_c и d_с.п. и принимаем окончательно наибольшее из них, как удовлетворяющее двум критериям работоспособности одновременно, а именно: циклической выносливости цапфы оси вращения барабана и динамической грузоподъемности подшипника в опасном сечении, мм.

d_цапфы = 120

20. Вычерчиваем кинематическую схему спроектированного грузоподъемного механизма на листе формата А3 на основании результатов расчета, полученных в расчетно-пояснительной записке.

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Курсовое проектирование грузоподъемных машин: Учеб. пособие для студентов машиностроительных вузов; под ред. С.А. Казака.-М.: Высш.шк., 1989.

2. Моргачев В.Л. Подъемно- транспортные машины. М., Московская типография №12, 1964.

3. Правила ГГТН от 31.12.1998 № 79. Правила устройства и безопасной эксплуатации грузоподъемных кранов-манипуляторов ПБ 10-257-98.

4. Павлище В.Т. Підшипники кочення. Довідник, Львів, 2001.

5. Черменский О.Н., Федоров Н.Н. Подшипники качения. Справочник -каталог, М. Машиностроение, 2003, 576с.

6. Назаренко І.І., Німко Ф.О. Вантажо-підіймальна техніка: "Слово", Київ, 2010, 398 с.

7. Справочник по кранам: В 2 т. - Т 1. Характеристики механизмов и нагрузок. Основы расчетов кранов и их приводов и металлических конструкций / В.И. Брауде, М.М. Гохберг и др.; Под общ. ред. М.М. Гохберга. - Л: Машиностроение, Ленинградское от-ние, 1988. - 519 с.

8. Справочник механика на строительстве; под ред. А.П. Станковского.- М.: Изд. литер. по строительству, 1967.

9. Штейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей. - М: Высшая школа, 1991.

10. Мацей Р.А. Методические указания к курсовому проекту "Расчет реверсивной лебедки", 2011.-35с.

1 Стандартные значения нормального ряда диаметров, мм: 50, 53, 56, 60, 63, 67, 71, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 110, 125, 140, 160, 180, 200, 220, 250, 280, 320, 360, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1060, 1130, 1180, 1250, 1320, 1400, 1500, 1600