Исходные данные: радиальные нагрузки на подшипники Fr С= 3255Н, FrD=1514Н; частота вращения вала п2=215об/мин; диаметр вала под подшипниками dn =40мм; расстояние между подшипниками l=101мм; требуемый ресурс подшипников [ Lh ]=15000 ч; режим работы – умеренные толчки; температура подшипникового узла t <100˚С.
1. На подшипники действуют радиальные усилия, поэтому назначаем однорядные радиальные шарикоподшипники по ГОСТ 8338-75 как наиболее распространенный тип подшипников для передачи с цилиндрическими зубчатыми колесами.
2. Выбираем схему установки подшипников.
Схема установки радиальных подшипников (в распор, в растяжку, со сдвоенной опорой) назначается в зависимости от вида подшипников (шариковые или роликовые), его внутреннего диаметра dn и расстояния между подшипниками l.
В нашем случае при dn =40мм и l=101мм принимаем схему установки подшипников «в распор», для шарикоподшипников
.
3. Назначаем типоразмер подшипника. Исходя из того, что диаметр вала под подшипник равен dn =40мм, назначаем шарикоподшипник легкой серии: типоразмер 208, имеющий dn =40мм, D = 80 мм, динамическую грузоподъемность С = 25,2кН, статическую грузоподъемность С0 = 17,8кН.
 |
4. Определяем основные составляющие радиальных нагрузок на подшипники.
Для шарикоподшипников
,
где 
определяется по таблице (в нашем случае, для подшипника 208 имеем е = 0,19); 
- радиальная нагрузка на подшипник.
В нашем случае
;
.
Находим значения осевых нагрузок .
В нашем случае
,
следовательно,
;
.
5. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку F Э. При переменном режиме нагружения, заданном графиком (см. задание), для подшипников редуктора имеем
,
Где выбор номинальной эквивалентной нагрузки 
и где коэффициента долговечности 
был описан ранее
Таким образом,
.
.
Так как наиболее нагруженным оказался подшипник I (опора С), то все дальнейшие расчеты будим производить для этого подшипника.
6. Рассчитаем долговечность назначенного подшипника 208 С
.
Для шарикоподшипников принимают р = 3.
Коэффициент, учитывающий совместное влияние качества метала и условие эксплуатации (смазка, перекос подшипника),а23 зависит от типа подшипника и расчетных усилий.
Коэффициент а1 зависит от уровня надежности Р (вероятности безотказной работы).
Выбор шпонок
Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок определяем по ГОСТ 23360-78. материал шпонок – сталь 45 нормализация.
Определим напряжение смятия и условие прочности по формуле:
,
где Т – вращающий момент, передаваемый шпонкой; d – диаметр вала на котором установлена шпонка; b, h, l – соответственно ширина, высота и длина шпонки; t 1 – глубина паза вала под шпонку.
[ σ см ] = 100…120МПа – допускаемое напряжение смятия при стальной ступице. [ σ см ] = 50…70МПа – допускаемое напряжение смятия при чугунной ступице.
Ведущий (быстроходный) вал
Из двух шпонок – под шестерней и под шкивом.
- шпонка под шестерней:
d = 25мм; b x h = 8 x 7; t 1 = 4мм; l = 56мм (при длине ступицы
шестерни 60мм):
.
- шпонка под шкивом:
d = 20мм; b x h = 6 x 6; t 1 =3,5мм; l = 56мм
.
Ведомый (тихоходный) вал.
Из двух шпонок – под зубчатом колесом и под муфтой – более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Поверим шпонку под муфтой: d = 35мм;
b x h = 10 x 8; t 1 = 5мм; l = 90мм (при длине ступицы муфты 96мм); момент Т2 = 164Н·м: 
.
Условие σ см < [ σ см ] выполняется во всех рассматриваемых случаях.
Дата: 2019-07-24, просмотров: 207.
