7.Подбор подшипников качения

l₁ = 1,5D_дел1/2 = 18мм

l₂ = 1,5D_дел2/2 = 27мм

ΣM_A=0: P_окр*l₁ – R_B1*(l₁+l₂) = 0 =>

ΣM_B=0: -P_окр*l₂ + R_A1*(l₁+l₂) = 0 =>

Проверка: R_A1 - P_окр + R_B1 = 0

3,78 – 6,3 + 2,52 = 0;

0 = 0 – реакции опор R_A1 и R_B1 определены верно.

Рис. 3. Схема сил, действующих в горизонтальной плоскости

ΣM_A=0: -P^t*l₁ + R_B2*(l₁+l₂) = 0 =>

ΣM_B=0: P^t *l₂ – R_A2*(l₁+l₂) = 0 =>

Проверка: -R_A2 + P^t - R_B1 = 0

-1,0584 + 1,764 – 0,7056 = 0

0 = 0 - реакции опор R_A2 и R_B2 определены верно.

Суммарные реакции:

Подшипники качения подбираются по более нагруженной опоре 1.

Выбираются подшипники шариковые радиальные однорядные № 7206 лёгкой серии: d=30,0 мм, D=62,0 мм, Т=17,5 мм, C=29,2 кН, C₀=21,9 кН, е=0,365

8.Проверка долговечности подшипников

= + = + =14мм

=40+14,4=54мм.

=(1,4 −2,3)* =(1,4 −2,3)*54=76−125мм. Примем размер =100мм.

= + =18мм

Ведущий вал

и =154 Н.

Плоскость ZOX:

;

=1764 =953H

);

=1764 =2717H

Проверка: − + =953-2717+1764=0

В плоскости yz

0;

=

=0

=

Проверка: + =301−943+642=0

Суммарные реакции:

= = =999 H

= = =2876H

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников по формуле

=0,83e =0,83*0,365*999,4=303H;

=0,83e =0,83*0,365*2876=871H.

Осевые нагрузки подшипников ( по табл.7.6). Внашем случае > ; = >0; тогда = =871Н; = + =871+154=1025Н.

Рассмотрим левый подшипник.

Отношение = =1,03>e , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Определим эквивалентную нагрузку по формуле

=(XV + Y )

Для заданных условий V= = =1.

Для конических подшипников при >e коэффициент X=0,4 и коэффициент Y=1,565( по табл.7.4 и П12[1]).

Эквивалентная нагрузка

=(0,4*999+1,565*1025) = 2004H= 2,004 кН.

Определяем долговечность подшипника, млн. об.:

14,570858

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение = < e. Поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываются.

Эквивалентная нагрузка

=V = 2876∙1∙1∙1=2876 H.

Расчетная долговечность, млн. об.,

10,15299

Расчетная долговечность , ч,

Найденная долговечность приемлима.

15 Проверка прочности шпоночных соединений

Шпоночные соединения проверяем на смятие.

1. Проверяем прочность соединения, под колесом.

Диаметр вала в этом месте 24мм.

Размер шпонки

Глубина паза t= 4мм. ГОСТ 23360-78

Момент

Напряжение смятия :

2.Диаметр выходного конца вала 36мм.

Размер шпонки

Глубина паза t=5мм. ГОСТ 23360-78

Момент

Напряжение смятия:

16 Смазка редуктора

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.

По табл. 8.8 устанавливаем вязкость масла в зависимости от средней скорости v=2,36 м/с. Вязкость должна быть =118cCт. По табл. 8.10 принимаем масло индустриальное И-100А по ГОСТ 20799-75.

Подшипники смазываем пластичной смазкой, закладываемой в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт мази выбираем по табл. 7.15- солидол марки УС-2.