- •4.4 Расчет подшипников на долговечность 13
- •Введение
- •2. Расчет зубчатой передачи
- •2.2 Проектный расчет передачи
- •2.3 Силы в зацеплении
- •3. Расчет валов и подбор подшипников
- •3.1 Проектный расчет тихоходного вала
- •3.2 Проектный расчет быстроходного вала
- •3.3. Подбор и расчет шпонок.
- •3.4 Конструкция зубчатых колес.
- •3.4.1 Шестерня
- •3.4.2 Колесо
- •3.5 Подбор крышек подшипниковых узлов и уплотнительных манжет
- •4.2 Расчет подшипников на долговечность
- •4.2.8Определение изгибающих и крутящих моментов на ведомом валу.
- •4.4 Расчет подшипников на долговечность
- •4.2.6 Долговечность подшипника при максимальной нагрузке
- •5. Проверочный расчет тихоходного вала
- •5.1 Расчет вала на усталостную прочность
- •5.2 Расчет вала в сечении в.
- •5.3. Расчет вала в сечении с.
- •5.3.7 Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла
- •5.1.2.8 Коэффициент влияния упрочнения
- •5.2.9 Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали
- •5.2.10 Коэффициенты запаса прочности
- •5.4 Расчет вала на статическую прочность
- •5.4.1 Расчет вала в сечении в.
- •5.4.2 Расчет вала в сечении с.
- •6. Выбор смазки для колес и подшипников, ее контроль и замена
- •Заключение
- •Библиографический список
3.4 Конструкция зубчатых колес.
3.4.1 Шестерня
Шестерню выполняем в виде вала-шестерни, т.к. передаточное число зубчатой передачи больше 2,5.
3.4.2 Колесо
Конструктивные размеры колеса:
- диаметр ступицы
Dc =1,2dвал = 1,2*50 = 60 мм
- длина ступицы
lСТ =вw2 = 45 мм
- толщина венца
A = (5..6)m = 6 2 = 12 мм
- диаметр центровой окружности
D0=0,5(da-2A1+Dc)=0,5(228-2*12+60)= 132мм
- диаметр расположения отверстий
dо = 0,25 ( dа – 2A1-Dc) = 0,25 (228 – 2*12 -60) = 36мм
- толщина ступицы
gСТ = (0,25..0,3) dвал = 0,3 50 = 15 мм
3.5 Подбор крышек подшипниковых узлов и уплотнительных манжет
Для подшипниковых узлов применим торцевые крышки глухую и сквозную. Сквозная крышка для выходного конца вала. Под каждую крышку устанавливаем регулировочные прокладки для выборки зазора между наружным кольцом подшипника и упором крышки. Число отверстий для крепления и размеры выбираем по соответствующей таблице, в зависимости от диаметра наружного кольца подшипника.
Для предотвращения утечки масла на выходных участках валов в крышки подшипников запрессовывают манжетные уплотнения резиновые армированные без пыльника.
Крышка глухая торцевая для тихоходного вала
D |
dб |
n0 |
d0 |
d1 |
d3 |
d4 |
e |
e1 |
C |
R |
d2 |
85 |
8 |
4 |
9 |
84 |
101 |
126 |
8 |
10 |
1.5 |
0,6 |
70 |
Крышка глухая торцевая для быстроходного вала
D |
dб |
n0 |
d0 |
d1 |
d3 |
d4 |
e |
e1 |
C |
R |
d2 |
75 |
8 |
4 |
9 |
74 |
91 |
110 |
8 |
10 |
1.5 |
0,6 |
57 |
Крышка сквозная для быстроходного вала
d |
d5 |
d6 |
b |
S |
75 |
35 |
55 |
8 |
2 |
Крышка сквозная для тихоходного вала
d |
d5 |
d6 |
b |
S |
85 |
45 |
65 |
9 |
3 |
Рисунок 4. Крышка глухая торцевая
Рисунок 5. Крышка сквозная
4.2 Расчет подшипников на долговечность
Подшипник 207 ГОСТ 8338-75:
Расчет подшипника ведем для наиболее нагруженной опоры C.
4.2.1Коэффициент вращения
При вращении внутреннего кольца подшипника V=1.
4.2.2 Коэффициенты нагрузки
Принимаем X=1, Y=0, так как осевая нагрузка отсутствует.
4.2.3 Температурный коэффициент
При рабочей температуре подшипника t < 1050С принимаем KT = 1
4.2.4 Коэффициент безопасности для режима работы
4.2.5 Эквивалентная динамическая нагрузка
P = KT Кб ( X·V·RС + Y·Fa)=1·1,3·(1·1·1,890+0·0) = 2,702кН
4.2.6 Долговечность подшипника при максимальной нагрузке
Lh=106/60n1 *(С/Р)3=106/60*949 *(25,5/2,702)3=14 879 ч.
m =3 – для шарикоподшипников
4.2.7 Эквивалентная долговечность подшипника
Le=Lh/uk=14 879/0,5=29 758 ч.
где = 0,5 – коэффициент эквивалентности для тяжёлого режима нагружения.
Поскольку LE =29 758 ч > 12 500 ч, то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы.