2020-05-11
292
Корректирование необходимо произвести при следующих результатах:
1. Если расчетная динамическая грузоподъемность 
рекомендуется увеличить Сr одним из способов:
| 70 |
б) перейти из данного типа подшипника в другой, более грузоподъемный (например, вместо шариковых принять роликовые подшипники);
в) увеличить диаметры 2-й и 4-й ступеней под подшипники. При этом надо учесть, что эта мера приведет к изменению размеров других ступеней вала.
2. Если расчетная динамическая грузоподъемность 
рекомендуется уменьшить Сr одним из способов:
а) перейти из средней серии в легкую серию данного подшипника, не изменяя диаметры 2-й и 4-й ступени под подшипники;
б) перейти из данного типа подшипника в другой, менее грузоподъемный (например, вместо радиально-упорных шариковых принять радиальные шариковые).
Уменьшать диаметры 2-й и 4-й ступеней под подшипники ни в коем случае нельзя, так как это повлечет уменьшение прочности вала.
|
|
|
8.2. Определение базовой долговечности Lh
Требуемая долговечность подшипника Lh составляет:
– для червячных редукторов 
ч;
– для зубчатых редукторов 
– 12000 ч.
Базовая долговечность Lh определяется по формуле:
Определить пригодность подшипника из условия: 
, учитывая что 
ч.
Пример 1. Проверить пригодность подшипника № 208 быстроходного вала цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора.
Исходные данные: частота вращения вала n = 720 об/мин, осевая сила в зацеплении Fа = 580,761 H, реакция в наиболее нагруженной опоре R åmax= 1738,548 Н, V = 1, К б = 1,3, К Т= 1, 
= 1, 
= 0,7.
Характеристики подшипника № 208: Сr = 32000 Н, С 0 r = 17800 Н, Х = 0,56, [ Lh ]=12000ч.
1. Определяем отношение 
,
, в зависимости от полученной величины по табл. 42 интерполированием находим e = 0,227; Y = 1,96.
2. Определяем отношение 
,
где Ra – осевая нагрузка подшипника, Н (Ra = Fa = 580,761 H);
Rr – радиальная нагрузка подшипника, Н (Rr = R åmax = 1738,548 Н).
3. По соотношению 
выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку подшипника:
.
.
4. Определяем динамическую грузоподъемность:
– подшипник пригоден.
| 71 |
– подшипник пригоден.
Пример 2. Проверить пригодность подшипника № 7214 вала колеса конического одноступенчатого редуктора.
Исходные данные: частота вращения вала n = 91,5625 об/мин, осевая сила в зацеплении Fа = 2345,4 H, схема установки подшипников – враспор, реакции в подшипниках R 1= 4870,1 Н, R 2= 18580,3 Н, V = 1, К б = 1,3, К Т= 1, = 1, = 0,7.
Характеристики подшипника № 7214: Сr = 95900 Н, С 0 r = 82100 Н, e = 0,37, Y = 1,62, [ Lh ]= 10000 ч.
|
|
|
1. Определяем осевые составляющие:
в опоре D: 
Н;
в опоре C: 
Н.
2. Определяем осевые нагрузки подшипников
по табл. 45 принимаем: 
3. Определяем эквивалентную нагрузку подшипника C:
так как 
, то для расчета применяем формулу:
,
где X = 0,4 – коэффициент радиальной нагрузки (табл. 41);
Y = 1,62 – коэффициент осевой нагрузки (прил. 10);
4. Определяем эквивалентную нагрузку подшипника D:
так как 
, то для расчета принимаем формулу:
Дальнейший расчет ведем по подшипнику D, так как он оказался более нагруженным 
.
5. Определяем расчетную динамическую грузоподъемность Сr:
– подшипник пригоден.
6. Определяем долговечность подшипника:
– подшипник пригоден.
| 72 |
Исходные данные: частота вращения вала n = 1460 об/мин, осевая сила в зацеплении Fа = 5731 H, схема установки подшипников – враспор, реакции в подшипниках R 1= 914 Н, R 2= 2099 Н, V = 1, К б = 1,3, К Т= 1, = 1, = 0,7.
Характеристики подшипника № 7307: Сr = 48100 Н, С 0 r = 35300 Н, e = 0,32, Y = 1,88, α = 12º, [ Lh ]= 8000 ч.
1. Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки подшипника для каждой из опор:
в опоре A: 
Н,
в опоре B: 
Н.
2. Определяем осевые нагрузки подшипников
по табл. 45 принимаем: 
3. Определяем эквивалентную нагрузку подшипника A:
так как 
то для расчета принимаем формулу:
4. Определяем эквивалентную нагрузку подшипника B:
так как 
, то для расчета принимаем формулу:
,
где X = 0,4 – коэффициент радиальной нагрузки (табл. 41);
Y = 1, 88 – коэффициент осевой нагрузки (прил. 10).
Дальнейший расчет ведем по подшипнику B, так как он оказался более нагруженным 
.
5. Определяем расчетную динамическую грузоподъемность Сr:
– подшипник непригоден.
Так как 
, то утяжеляем подшипник, устанавливаем в фиксирующей опоре сдвоенный подшипник из двух подшипников № 7607 и проводим проверку подшипников фиксированной опоры на динамическую грузоподъемность.
Характеристики подшипника 7607: Сr = 76 кН, Сr0 = 61,5 кН, e = 0,296, Y = 2,026, α = 11º.
6. Определяем эквивалентную нагрузку подшипника B по формуле:
.
Так как отношение 
, то у подшипника работает только один ряд тел качения, поэтому расчет эквивалентной нагрузки рассчитываем по характеристикам (X,Y) однорядного конического подшипника. Базовую динамическую грузоподъемность определяем как умноженную на коэффициент 1,714, т.е. [ Cr ] = 1,714∙76 = 130,26 кН.
Так как работает один ряд тел качения, определяем смещение точки приложения реакции по формуле:
мм,
где T, d, D – геометрические характеристики подшипника (прил. 10).
Для того чтобы не производить повторный расчет реакций опор, смещаем подшипники фиксированной опоры на величину a.
Подставив значения в формулу, определяем эквивалентную нагрузку:
| 73 |
7. Определяем динамическую грузоподъемность:
Cr < [ Cr ], следовательно, данный подшипник пригоден для эксплуатации.
8. Определяем долговечность подшипника по формуле:
8000 ч < 8346,76 ч < 40000 ч – следовательно, подшипник пригоден для эксплуатации.
| 74 |
ШПОНОЧНЫЕ СОЕДИНЕНИЯ
Шпоночное соединение образуют вал, шпонка и ступица колеса (шкива, звездочки, полумуфты и др.). Шпонкапредставляет собой стальной брус, устанавливаемый в пазы вала и ступицы. Она служит для фиксации вращающихся элементов на валах, а также для передачи вращающего момента между валом и ступицей. Основные типы шпонок стандартизованы. Шпоночные пазы на валах получают фрезерованием дисковыми или концевыми фрезами, в ступицах – протягиванием.
В проектируемом редукторе шпоночные соединения применяют на быстроходном валу – для установки полумуфты, на тихоходном валу – для установки зубчатого колеса и элемента открытой передачи (или полумуфты).
|
|
|
Достоинства шпоночных соединений – простота конструкции и сравнительная легкость монтажа и демонтажа, вследствие чего их широко применяют во всех отраслях машиностроения.
Недостаток– шпоночные пазы ослабляют вал и ступицу насаживаемой на вал детали. Ослабление вала обусловлено не только уменьшением его сечения, но главное, значительной концентрацией напряжений изгиба и кручения, вызываемой шпоночным пазом.
Шпоночные соединения подразделяют на ненапряженные и напряженные. Ненапряженные соединенияполучают при использовании призматических и сегментных шпонок. В этих случаях при сборке соединений в деталях не возникает предварительных напряжений. Для обеспечения центрирования и исключения контактной коррозии ступицы устанавливают на валы с натягом. Напряженные соединения получают при применении клиновых и тангенциальных шпонок.
При сборке таких соединений возникают предварительные (монтажные) напряжения. Основное применение имеют ненапряженные соединения.
Выбор шпонок
В данном проекте применяют призматические шпонки по ГОСТ 23360–78 (прил. 14). В соединении призматическими шпонками рабочими являются боковые, более узкие грани шпонок высотой h. Сечение шпонки (b × h) выбирается по величине диаметра ступени вала в месте установки шпонки.
По форме торцов различают шпонки со скругленными торцами – исполнение 1 (рис. 23, а), с плоскими торцами – исполнение 2 (рис. 23, б), с одним плоским, а другим скругленным торцом – исполнение 3 (рис. 23, в).
а б в
Рис. 23. Шпонки призматические
| 75 |
|
|
|
