7. Подбор подшипников качения

Исходные данные: радиальные нагрузки на подшипники F_rA=155Н, F_rB=947Н; внешняя осевая нагрузка F_a1= 204,6Н; частота вращения вала п₁=750об/мин; п₂=300об/мин; диаметр вала под подшипниками d_n=20мм; расстояние между подшипниками l=80мм; требуемый ресурс подшипников [L_h]=15000 ч; режим работы – спокойная, без толчков; температура подшипникового узла t<100˚С.

Назначаем типоразмер подшипника:

Так как d=20 мм и осевая сила мала назначаем радиальные шариковые однорядные подшипники, типа 304 по ГОСТ 8338-75 .

Так как производство привода мелкосерийное, для всех валов можно назначить одинаковые подшипники.

Со следующими характеристиками: d=20 мм, D=52 мм, динамическую грузоподъемность С=12.3 кН, статическую грузоподъемность С₀=7.79 кН.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку Fэ. При переменном режиме нагружения, для подшипников редуктора имеем:

Fэ = Fэ.ном · Кh;

где: K_h – коэффициент долговечности.

K_h = ;

Здесь:

l_hi – продолжительность работы подшипника при действии нагрузки от Т_i;

l_h – требуемый срок службы подшипника; l_h = ∑l_hi.

K_h = ; в нашем случае:

K_h = ;

Номинальная эквивалентная нагрузка F_{э. ном} определяется по зависимости:

F_э.ном = (Х · V · F_r + Y· F_a) · К_δ · К_t;

где:

V – кинематический коэффициент, учитывающий снижение долговечности при неподвижном внутреннем кольце подшипника, V = 1 при вращающемся внутреннем кольце подшипника;

К_δ – коэффициент безопасности, определяют по [2. с. 339], при нагрузке с легкими толчками К_δ = 1.

К_t – температурный коэффициент, К_t = 1 при t < 100 C˚

F_rI = 0,059 кH, F_rII = 0,605 кH, F_aI = 0.2046 кH, F_aII =0,2046 кH. Y, X – коэффициенты осевой и радиальной нагрузки, назначаемые для шарикоподшипников по ГОСТ 18855–82 в зависимости от отн ошения ;

Отношение 0; этой величине соответствует e = 0.

Отношение 0 e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Таким образом:

F_{э.ном I} = (1 · 1 · 0,059+0) · 1 · 1 = 0,059 кН;

F_{э.ном II} = (1 · 1 · 0,605+ 0) · 1 ∙ 1 = 0,605 кН;

Так как наиболее нагруженным оказался подшипник  (опора D), то все дальнейшие расчеты будут производиться для этого подшипника.

F_э = 0,605 · 0,8 = 0,48 кН;

Расчетная долговечность назначенного подшипника в опоре С:

L_h = a₁ · a_{23 ·}

а₁ – коэффициент зависит от уровня надежности. а₁ = 1;

а₂₃ – коэффициент учитывающий совместное влияние качества металла и условий эксплуатации, зависит от типа подшипника и расчетных условий, а₂₃ = 1.

L_h = =1090531 ч > [L_h] = 15000 ч, что указывает на излишний запас по долговечности.

L_h = _· =2726328 ч > [L_h] = 15000 ч

Проведенные проверочные расчеты показали, что можно использовать принятые подшипники.

8. Расчёт шпонок

У стандартных шпонок размеры b и h подобраны так, что нагрузку соединения ограничивают не напряжения среза, а напряжения смятия. Поэтому при расчетах обычно используют только формулу:

σ_см = 4 · T / (h · l_p · d) ≤ [σ_см]

где: Т – крутящий момент на валу;

h – высота шпонки

l_p – рабочая длина шпонки, l_p = l – b,

где: l – полная длина шпонки, которая выбирается в зависимости от диаметра вала.

[σ_см] – допускаемые напряжения смятия, для стали 45 [σ_см]

1. Шпонка под шкив:

Исходные данные:

T = 17,06 Н·м; d = 18 мм;

h = 6 мм; l_p = 32 мм; b = 6 мм;

σ_см = 4 · 17,06 · 10³ / (6 · (32 - 6) · 18) = 24,3 МПа < [σ_см] = 100 МПа;

2. Шпонка под колесо:

Исходные данные:

T = 41,38 Н·м; d = 26 мм;

h = 8 мм; l_p = 22 мм; b = 10 мм;

σ_см = 4 · 41,38 · 10³ / (8 · (22 - 10) · 26) = 66 МПа < [σ_см] = 100 МПа;

3. Шпонка под муфту:

Исходные данные:

T = 41,38 Н·м; d = 18 мм;

h = 6 мм; l_p = 37 мм; b = 6 мм;

σ_см = 4 · 41,38 · 10³ / (6 · (37 - 6) · 18) = 49,43 МПа < [σ_см] = 100 МПа;

Следовательно, все шпонки редуктора удовлетворяют условиям прочности.