Определение сил, нагружающих подшипники

В конструкции данного узла применены радиальные сферические подшипники, связи с наличием значительных осевых смещений приводного вала из-за неравномерности нагружения ковшей элеватора, более того установка подшипников производится в разные корпуса, сл-но невозможно точно расположить корпуса в пространстве и вместе с тем их идентично изготовить.

1) определение силы, действующей на вал со стороны барабана

`F<sub>в</sub> = `F₁ +`F₂

F_в = (F₁² + F₂² + F₁ F₂cosg)^1/2,

Где g - угол между ветвями ремня, g = 0.

 F₁, F₂ – натяжение ветвей.

Для нахождения сил натяжения ветвей, решим систему уравнений:

Ft = F₁ – F₂ = 2,5

F₁/F₂ = е ^-fa

a - угол охвата ремнем барабана, a = 180°.

f – коэффициент трения, f = 0,3.

F₁ – F₂ = 2,5

F₁/F₂ = 1/0,5878

Отсюда F₁ = 6,07 кН,

F₂ =3,57 кН.

Тогда F_в = 8,5 кН,

F_в = 8,5 кН.

1)вертикальная плоскость

По рекомендации принимаем консольную нагрузку от действия обгонной муфты F_к²=50*ÖT_пр = 1,05 кН;

Fr_2y=(F_в*(l2+l3)/2 - F_к*l5) / l4;

Fr_2y =5,43 кН.

Fr_1y=4,12 кН.

3) плоскость консольной силы действующей со стороны ведомой звездочки

F_k =3359 Н.

4) Реакции в опорах от консольной силы

S М(F)₁ = 0

F_k*(l1 +l4)- F_k1*l4 = 0,

F_k2 = 3,68 кН.

S F = 0

F_k + F_k2 - F_k1 = 0; F_k2 =0,33 кН.

5) Полная радиальная реакция находится для наиболее неблагоприятного направления сил.

Fr₁ = (Fr_1y² + F_к² + Fr_1y F_кcosg)^1/2,

g=30°- угол подъема цепной передачи над уровнем поверхности крепления редуктора к раме транспортера.

Fr₁ = 6,5 кН.

Fr₁ = 6,5 кН.

Fr₂ = 5,3 кН.

Fr₂ = 5,3 кН.

Fa = 0.

6) Подбор подшипников

Основной критерий работоспособности и порядок подбора подшипников зависит от значения частоты вращения кольца. Так как частота вращения приводного вала n_пр > 10 об/мин, то выбор подшипника ведем по динамической грузоподъемности.

Подбор выполняем по наиболее нагруженной опоре, в нашем случае это опора 1.

6.1) Предварительный выбор подшипника

За основу берем шариковый радиальный сферический двухрядный подшипник № 1208

d = 40 мм

D = 80 мм

B = 18 мм

Динамическая грузоподъемность Сr = 19,3 кН

Статическая грузоподъемность Соr = 8,8 кН.

6.2) Определение эквивалентной нагрузки на подшипник

Pr = (V*X*Fr + Y*Fa)*K_sK_t,

где V – коэффициент вращения кольца, V = 1,2, так как вращается внешнее кольцо,

K_s - коэффициент безопасности, K_s = 1,4.

K_t – температурный коэффициент, K_t = 1, так как t £ 100 °C.

Fr и Fa - радиальные и осевые силы действующие на подшипник

Fr = 6,5 H

Fa = F_A = 0 H

X и Y - коэффициенты радиальных и осевых нагрузок

Fa/Cor = 0/10000 = 0

Fa/(V*Fr) = 0/(1,2*6296,4) = 0, что меньше "e"

Следовательно X = 1 и Y = 0 Pr = 6,5*1,4 = 9,1 кH

6.3) Эквивалентные нагрузки на подшипник с учетом переменности режима работы

P_эr = К_Е*Pr,

где К_Е - коэффициент эквивалентности, зависящий от режима работы. Так как у нас режим работы – 5, то К_Е = 0,4.

P_эr = 0,4*9,1 = 3,6 кН.

6.4) Определение расчетного ресурса подшипника

Требуемый ресурс работы подшипника L = 10000 часов.

L_10h = a₁*a₂₃*(10⁶/60*n)*(Cr/P_эr)^p,

где p – показатель степени уравнения кривой усталости, для шариковых подшипников p = 3,

a₁ – коэффициент, учитывающий безотказность работы. Р = 90%, следовательно a₁ = 1,

a₂₃ – коэффициент, учитывающий качество материала и условия смазки подшипника. a₂₃ = 0,55.

L_10h = 1*0,55*(10⁶/60*134,5)*(19300/3600)³» 10501 часов.

L_10h = 10501 часов ³ L = 10000 часов.

6) Выбор посадок подшипника

Внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом относительно действующей радиальной нагрузки и имеет, циркуляционное нагружение. Отношение эквивалентной динамической нагрузки к динамической грузоподъемности Pr/Cr = 3600/19300 = 0,186, следовательно поле допуска вала при установке подшипника – k6.

Наружное кольцо подшипника неподвижно относительно радиальной нагрузки и подвергается местному нагружению. Тогда поле допуска отверстия - H7.