- •Україна
- •2.Послідовність вибору підшипників кочення за динамічною вантажопідйомністю
- •3.Методичні вказівки до вибору підшипників кочення за динамічною вантажопідйомністю
- •Якщо ж величина співвідношення , то еквівалентне навантаження визначається як для радіально-упорного підшипника, тобто за такою залежністю:
- •Для визначення сумарних осьових навантажень, що діють на опори, слід користуватись рекомендаціями таблиці 3.7.
- •Як правило, приймають однакові підшипники для обох опор вала редуктора, хоч вибір підшипника здійснювали за більш навантаженим, тобто за тим, у якого еквівалентне навантаження було більше.
- •. (3.12)
- •Значення коефіцієнтів Хі радиального іосьового навантаження та параметраe осьового навантаження для радіально-упорних роликових підшипників
- •Формули для розрахунку сумарних осьових навантажень
- •Визначення сумарних осьових навантажень радіально-упорних підшипників кочення при різних умовах навантаження
- •4. Вибір підшипників кочення за статичною вантажопідйомністю
- •5.Методичні вказівки до вибору підшипників кочення за статичною вантажопідйомністю
- •6.Приклади приклад 6.1
- •Приклад 6.2
- •Приклад 6.3
- •Приклад 6.4
- •Визначимо тепер величину осьових складових реакцій опор
- •Обчислимо осьові складові реакцій опор
- •Приклад 6.5
- •Приклад 6.6
- •Приклад 6.7
- •Приклад 6.8
- •Приклад 6.9
- •Приклад 6.10
- •Література
6.Приклади приклад 6.1
Підібрати підшипники для вала колеса прямозубого циліндричного редуктора .
6.1.1. Вихідні дані:
(умови навантаження підшипників показані на рис.6.1).
Рис 6.1. Розрахункова схема до прикладу 6.1.
Сумарне радіальне навантаження на лівій (першій опорі)
на правій (другій) опорі ;
кутова швидкість внутрішнього кільця підшипника ;
строк служби підшипника Lh=10000 годин;
температура підшипникового вузла ;
діаметр цапфи вала d=50мм.
6.1.2. Визначимо потрібний тип підшипника з врахуванням умов навантаження та конструктивного виконання вузла.
Так як осьове навантаження в прямозубій циліндричній передачі відсутнє і підшипники вала зубчастого колеса будуть встановлені в литому чавунному корпусі, то слід вибирати радіальні підшипники (при Fa=0, див. табл.3.1).
Спочатку перевіримо можливість встановлення радіальних однорядних шарикопідшипників. Виберемо шарикопідшипники легкої серії № 210 ГОСТ 8338-75 та запишемо його техніко-економічні показники [12].
d=50мм; D=90мм; B=20мм;
C=27500H; С0=20200H; nгр=8000об/хв;
M=0,461кг. Ц=0,64грн.
6.1.3. Визначимо потрібну динамічну вантажопідйомність підшипників для даних умов навантаження, використовуючи формулу (3.2).
де- показник степені, для шарикових підшипників=3.
Номінальна довговічність підшипників.
Еквівалентне навантаження на кожний підшипник
,
де Х – коефіцієнт радіального навантаження, який при відсутності осьового навантаження на опори дорівнює одиниці, Х1=Х2=1,0; (див.табл. 3.4.);
- коефіцієнт безпеки, що враховує вплив характеру навантажень на довговічність підшипників.
Для підшипників, застосовуваних у зубчастих редукторах із зачепленням, виконаним за 7 або 8 ступені точності та при короткочасному перевантаженні до 150% від номінального навантаження:
Для розрахунків приймаємо.
Kt – температурний коефіцієнт, який приймаємо для заданих робочих температур підшипникових вузлів , =1,0.
Обчислимо еквівалентне навантаження для другого підшипника, як більш навантаженого
Тепер визначимо потрібну динамічну вантажопідйомність
Що менше табличного значення вибраного радіального шарикового підшипника №210 ГОСТ 8338-75 (Стабл.=27500H).
Номінальна довговічність вибраного підшипника становить:
або в годинах роботи
.
Остаточно приймаємо для вала колеса два підшипники №210 за ГОСТ 8338-75.
Приклад 6.2
Підібрати підшипники для вала редуктора з циліндричними косозубими колесами.
6.2.1. Вихідні дані:
(Умови навантаження та розміщення підшипників подано на рис 6.2).
Рис 6.2. Розрахункова схема до прикладу 6.2
Сумарне радіальне навантаження на першій (правій) опорі; сумарне радіальне навантаження другій (лівій) опорі;
осьова сила, що діє в зачепленні косозубих циліндричних коліс Fa=122H; діаметр цапфи вала d=30мм;
кутова швидкість обертання вала ;
строк служби підшипників Lh=10000 годин;
температура підшипникових вузлів .
6.2.2. Визначимо потрібний тип підшипників з врахуванням умов навантаження та конструктивного виконання підшипникових вузлів.
Визначимо спочатку величину співвідношення для лівої та правої опор
;
.
Так як співвідношення осьової сили до радіальної менше 0,35, а підшипники необхідно встановити в одному жорсткому литому корпусі редуктора, то згідно рекомендацій табл.3.1. як опори вала циліндричного косозубого редуктора можна прийняти конічні роликопідшипники або однорядні радіальні шарикопідшипники. Спочатку будемо орієнтуватись на підшипники легкої серії № 206 ГОСТ 8338-75, які мають такі техніко-економічні показники [12]:
d=30мм; D=62мм; B=16мм;
C=15300H; С0=10200H; nгр=12500об/хв;
M=0,205кг. Ц=0,40грн.
При установці вала на радіальних підшипників більш навантажений підшипник фіксують в осьовому напрямку зовнішнім кільцем, а менше навантажений розміщують у “плаваючому” положенні (див.рис.6.2.б).
6.2.3. Визначимо потрібну динамічну вантажопідйомність підшипників для даних умов навантаження.
Потрібну динамічну вантажопідйомність підшипників визначають за такою залежністю.
,
де показник степені для шарикопідшипників.
- потрібна довговічність підшипників, млн.. об.
- еквівалентне навантаження на підшипник ,H.
Для першої (правої) опори, що сприймає осьове навантаження, еквівалентне навантаження визначають за такою формулою:
,
а для другої (лівої) опори, що встановлена “плаваючою”
Для визначення коефіцієнтів радіального та осьового навантажень необхідно визначити параметре осьового навантаження. Спочатку визначимо співвідношення .
Для шарикових радіальних підшипників методом інтерполювання знаходимо е=0,2096, а коефіцієнт осьового навантаженняобчислимо співвідношеннящо меншее=0,2096.
Тоді згідно з рекомендаціями табл. 3.4. приймаємо Х1=1; .
Визначимо еквівалентне навантаження для першої та другої опор, приймаючи такі значення складових опор:
температурний коефіцієнт (температура підшипникового вузла) та коефіцієнт безпеки (для помірних поштовхів та короткочасних перевантажень до 150%, що характерно для зубчастих редукторів усіх конструкцій при виготовленні зубів за 7 та 8 ступенях точності (табл.3.6.) приймаємоКб=1,34.
Тоді Q1=1,0 ·2650 ·1,4 ·1,0=3710 H;
Q2=1,0 ·1330 ·1,4 ·1,0=1862 H.
Потрібну динамічну вантажопідйомність визначимо для правої (першої) більш навантаженої опори.
Спотр=3710 · 5641/3 =3710· 8,26=30600 Н,
що більше табличного значення Стабл=15300Н. Підшипник середньої серії
№ 306 ГОСТ 8338-75 має динамічну вантажопідйомність Стабл=22000Н, що також недостатньо.
Необхідно прийняти підшипник важкої серії № 406 ГОСТ 8338-75, який має такі техніко-економічні показники.
d=30мм; D=90мм; B=23мм;
C=37200H; С0=27200H; nгр=8000об/хв;
M=1,17кг. Ц=1,15грн.
Номінальна довговічність такого підшипника буде
або
Остаточно приймаємо для установки вала редуктора з циліндричними косозубими колесами два підшипники №408 ГОСТ 8338-75.
Для варіанту розрахунку підшипників серії 7200 ГОСТ 333-79 (конічних радіально-упорних однорядних) скористуємось прикладом 6.6.