Проверка долговечности подшипников качения

Проверку долговечности подшипника выполним по формуле /1, стр.117/:

(7.1)

где: С – динамическая грузоподъемность подшипника;

Р – эквивалентная динамическая нагрузка;

n – частота вращен ия внутреннего кольца подшипника;

m – коэффициент, зависящий от формы тел качения подшипника (для шариковых подшипников m = 3).

Эквивалентная динамическая нагрузка вычисляется по формуле /1, стр. 117/:

(7.2)

где: - радиальная нагрузка на подшипник;

- осевая нагрузка на подшипник;

- коэффициенты радиальной и осевой нагрузок на подшипник;

- коэффициент безопасности, зависит от характера нагрузки (при спокойной нагрузке с легкими толчками =1,2);

- температурный коэффициент, зависит от температуры (при t˚ < 100˚ =1).

X и Y зависят ототношения осевой и радиальной нагрузок на подшипник и параметра осевого нагружения е.

Определим нагрузки на подшипниках:

Ведущий вал:

Рисунок 7.1 - Расчетная схема ведущего вала

; (7.3)

· Вертикальная плоскость:

(7.4)

.

(7.5)

.

Проверка:

. (7.6)

· Горизонтальная плоскость:

(7.7)

(7.8)

Проверка:

. (7.9)

Определим осевые и радиальные нагрузки в опорах:

. (7.10)

. (7.11)

.

.

Параметр осевого нагружения подшипника е зависит от отношения осевой силы и статической грузоподъемности подшипника:

/1, табл.7.3/

Т.к. 0,15 < 0,22 х = 1; Y = 0.

Эквивалентная динамическая нагрузка:

.

Долговечности подшипника составляет:

Т.к. время работы подшипника превышает требуемую долговечность не более чем в два раза, полученный результат является приемлемым.

.

Промежуточный вал:

· Вертикальная плоскость (7.12)

(7.13)

.

Проверка:

. (7.14)

Рисунок 7.2 - Расчетная схема промежуточного вала

· Горизонтальная плоскость:

(7.15)

.

(7.16)

.

Проверка:

(7.17)

Определим осевые и радиальные нагрузки в опорах:

.

; (7.18)

; (7.19)

.

Проверку произведем по опоре В, являющейся более нагруженной.

Коэффициенты радиальной и осевой нагрузки:

/1, табл.7.3/

Т.к. 0,11<0,22, то х = 1; y = 0.

Эквивалентная динамическая нагрузка:

.

Долговечности подшипника составляет:

Ведомый вал:

Рисунок 7.3 - Расчетная схема ведомого вала

; (7.20)

· Вертикальная плоскость

(7.21) .

(7.22)

Проверка:

. (7.23)

· Горизонтальная плоскость:

(7.24)

(7.25)

.

Проверка:

(7.26)

Определим радиальные нагрузки в опорах:

; (7.27)

; (7.28)

Расчет ведем по более нагруженной опоре В

Эквивалентная динамическая нагрузка:

.

Долговечности подшипника составляет:

.

8. Выбор и проверка прочности шпоночных соединений

Принимаем размеры шпонок по СТ СЭВ 189-75 /1, табл. 6.9/. Для выходного конца ведущего вала, участка под зубчатым колесом промежуточного вала, участка под зубчатым колесом ведомого вала, выходного конца ведомого вала в зависимости от диаметра соответствующего участка вала выбираем размеры сечения шпонки и глубину паза на валу. Длину шпонок принимаем на 5-10 мм короче длины соответствующего участка вала и в соответствии со СТ СЭВ 189-75 (стандартные длины шпонок приведены в примечании к стандарту).

Таблица 8.1 - Геометрические параметры шпоночных соединений

d, мм	в, мм	h, мм	t1, мм	l, мм	T, H ∙ м	Местоположение шпонки
						ведущий вал
						промежуточный вал
						ведом.вал
						ведом.вал

При проверке шпонки на смятие должно выполнятся условие:

. (8.1)

где: - допускаемое напряжение смятия (для стальных шпонок =100÷150 МПа;

l, h, t₁, в – конструктивные размеры шпонок (полная длина шпонки, высота шпонки, глубина паза на валу, ширина шпонки) (рис. 8.2);

Т – вращающий момент, Н. мм

- диаметр вала в месте установки шпонки.

Рисунок 8.2 - Основные геометрические размеры шпонок

1 – Зубчатое колесо; 2 - Шпонка; 3 – Вал.

Напряжения смятия на всех шпонках не превышают допускаемых напряжений смятия.

Проверка шпоночного соединения на срез осуществляется по формуле:

, (8.2)

где: [ τ_ср ] - допускаемые напряжения среза ([ τ_ср ]= 60÷80 МПа).

Напряжения среза на всех шпонках не превышают допускаемых напряжений среза.

Таким образом, прочность шпоночных соединений обеспечена.

9. Уточненный расчет валов

Уточненный расчет валов заключается в определении коэффициентов запаса усталостной прочности в опасных сечениях вала. Опасными считаются сечения вала, в которых действуют наибольшие изгибающие и вращающий моменты, и в которых имеются концентраторы напряжений. Из наиболее распространенных концентраторов напряжений на валах проектируемого редуктора имеются шпоночные пазы, посадки с натягом, кольцевые проточки, галтели.