8. Проверочный расчет подшипников
8.1 Подбор подшипников для быстроходного вала.
8.1.1 Частота вращения вала n = 340 об/мин; d = 44 мм; требуемая долговечность подшипников L10ah = 6100ч. Схема установки подшипников – враспор. На опоры вала действуют силы: RrA = 1688 H; RrB = 2919 H.
Предварительно принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии 309. Для этих подшипников Cr = 52,7 кH, Cor = 30,0 кH. Для радиальных подшипников осевые составляющие RSA = RSB = 0. Из условия равновесия вала: RaA = RaB = 0.
8.1.2 Эквивалентная динамическая нагрузка определяется по формуле:
RE = V * Rr * Kб * Kт (8.1)
где V – коэффициент вращения, при превращающемся внутреннем кольце подшипника, V = 1;
Kб – коэффициент безопасности, по таблице 9.4 принимаем Kб = 1,1;
Kт
– температурный коэффициент, по таблице
9.5 для рабочей температуры подшипника
до
принимаем Kт
= 1.
тогда
RE = 1 * 2919 * 1,1 *1 = 3211 Н
8.1.3 Рассчитываем динамическую грузоподъемность по формуле:
Сrр
= RЕ
(8.2)
где m – показатель степени, m = 3 для шариковых подшипников;
а1
– коэффициент надежности, при безотказной
работе подшипников
= 90%, а1
= 1;
а23 – коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации, при обычных условиях работы подшипника а23 = 0,7…0,8 для шариковых подшипников, принимаем а23 = 0,7;
n – частота вращения внутреннего кольца подшипника, n1 = 340 об/мин.
тогда
Сrр
=
=
18 кН
8.1.4 Рассчитываем долговечность подшипника по формуле:
L10h
=
(8.3)
L10h
=
= 34,31 * 4420 = 151681 ч.
-это больше требуемой долговечности L10ah = 6100ч, поэтому подшипник 309 – годен.
8.2 Подбор подшипников для тихоходного вала.
8.2.1 Частота вращения вала n = 85 об/мин; d = 56 мм; требуемая долговечность подшипников L10ah = 6100ч. Схема установки подшипников – враспор. На опоры вала действуют силы: RrС = 5470,5 H; RrD = 3590 H.
Предварительно принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии 311. Для этих подшипников Cr = 71,5 кH, Cor = 41,5 кH. Осевые составляющие для радиальных подшипников RSС = RSD = 0. Из условия равновесия вала: RaС = RaD = Fa = 0.
8.2.2 Эквивалентную динамическую нагрузку рассчитываем по формуле 8.1
Rr = 3590 H,
RЕ = 1 * 3590 * 1,1 * 1 = 3949 H.
8.2.3 По формуле 8.2 рассчитываем динамическую грузоподъемность подшипника.
n = 85 об/мин – частота вращения внутреннего кольца подшипника.
Сrр
=
= 13,8 кН
8.2.4 По формуле 8.3 рассчитываем долговечность подшипника
L10h
= 1 * 0,7 * 
*
3
= 0,8 * 106
ч.
- это больше требуемой долговечности L10ah = 6100ч, поэтому подшипник 311 – годен.
8.3 Схема нагружения подшипников.
Согласно таблице 9.6 [1] составляем схему нагружения подшипников, которую помещаем в расчетную схему вала (рис.2 и 3)
9. Разработка чертежа общего вида редуктора
9.1 Согласно таблице 10.2 [1] рассчитываем конструктивные элементы зубчатого колеса:
а) обод:
- диаметр da = 256 мм;
- толщина S = 2,2m + 0,05b2 (9.1)
S= 2,2 * 1,5 + 0,05 * 50 = 5,8 мм
- ширина b2 = 50 мм.
б) ступица:
- диаметр внутренний d = 64 мм;
- диаметр наружный dст = 102 мм;
- толщина δст = 0,3d (9.2)
δст = 0,3 * 64 = 19,2 мм;
- длина lст = 77 мм.
в) диск:
- толщина С = 0,5(S + δст) (9.3)
С = 0,5(5,8 + 19,2) = 12,5 мм.
- радиусы закруглений и уклон
R
≥ 6;
≥
Принимаем
R
= 6;
=
г) на торцах зубьев выполняем фаски размером
f = (0,6…0,7)m (9.4)
f = 0,7 * 1,5 = 1,05 мм.
При dст = 64 мм
Принимаем f = 2,0 мм.
д)
угол фаски на прямозубых колесах αф
=
