9.2. Проверка долговечности подшипников ведущего вала

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1 Р_r1=1110 Н.

Выбираем радиальные шариковые подшипники 304; d = 25 мм; D = 52 мм; В = 15 мм; С = 15,9 кН; С_о = 7,8 кН (табл. П.3.16).

Эквивалентная нагрузка:

Р_э=(ХVP_r1 + YP_a1 ) K_K_T,

где X – коэффициент радиальной нагрузки, X = 1 (табл. П.3.17);

V – коэффициент, зависящий от того какое кольцо подшипника вращается (при вращении внутреннего кольца V = 1, наружного V = 1,2);

P_r1 – радиальная нагрузка, P_r1 = 1110 Н;

Y – коэффициент осевой нагрузки, Y = 0 (табл. П.3.17);

P_a1 – осевая нагрузка, P_a1 = F_a= 235 Н.

Отношение F_a/С_о = , этой величине соответствует е = 0,23 (табл. П.3.17).

Отношение P_a / P_r1 = ≤ е;

K_ – коэффициент, для редукторов K_ = 1,3…1,5 [1, c.362]. Для быстроходного вала принимаем K_ = 1,3.

K_T – коэффициент, при температуре менее 100 С K_T = 1 [1, c.359].

Эквивалентная нагрузка:

Р_э = 1 · 1 ∙ 1110 · 1,3 ∙ 1 = 1443 Н.

Расчетная долговечность в оборотах:

L= (C/ Р_э)³ = млн. об.

Расчетная долговечность в часах:

L_h= L10⁶/ (60n) = ч.

Для зубчатых редукторов предпочтителен ресурс работы подшипников 36000 ч (таков ресурс самого редуктора); он не может быть меньше 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). Долговечность подшипника удовлетворяет указанным требованиям.

9.3. Определение реакций в опорах ведомого вала

Расчетная схема ведомого вала приведена на рис. 7. Ведомый вал несет такие же нагрузки от усилий в зацеплении, как и ведущий:

F_t = 1349 Н, F_r = 498 Н, F_a = 235 Н.

Нагрузка на вал от цепной передачи F_в = 1978 Н.

Составляющая этой нагрузки:

F_вх= F_ву= F_в sin = 1978 sin 45 = 1399 Н.

Из первого этапа компоновки редуктора l₂ = 60 мм, l₃ = 64 мм.

Реакции опор:

– в плоскости хz

R_x3 = (F_t l₂ – F_вх l₃)/2l₂ = Н,

R_х4 = [F_t l₂+ F_вх (2 l₂+ l₃)]/2l₂ = Н.

Проверка: R_х3 + R_х4- (F_t + F_вх) = –71,6 + 2819,6 – (1349 –1399) = 0;

– в плоскости уz

R_y3 = (F_r l₂ –F_a d₂ /2 + F_вуl₃)/2l₂ = Н,

R_y4 = [–F_r l₂ – F_a d₂ /2 + F_ву (2l₂ + l₃)]/2l₂ =

= .

Проверка: R_y3 + F_ву – ( F_r + R_y4) = 766,7 + 1399 – (498 + 1667,7) = 0.

Суммарные реакции:

Р_r3 = (R_x3² + R_y3² )^1/2 = Н;

Р_r4 = (R_x4² + R_y4² )^1/2 = Н.

Рис.7. Расчетная схема ведомого вала

9.4. Проверка долговечности подшипников ведомого вала

Шариковые радиальные подшипники 307 средней серии: d = 35 мм; D = 80 мм ; В = 21 мм ; С = 33,2 кН ; С_о = 19,0 кН (табл. П.3.16).

Эквивалентная нагрузка:

Р_э = (ХVP_r1 + YP_a1 ) K_K_T,

где X = 1 и Y= 0 (табл. П.3.17);

V – коэффициент, зависящий от того какое кольцо подшипника вращается (при вращении внутреннего кольца V = 1, наружного V = 1,2);

P_r1 – радиальная нагрузка, P_r1 = 3276 Н;

P_a1 – осевая нагрузка, P_a1 = F_a = 235 Н.

Отношение F_a/ С_о = ; этой величине соответствует е = 0,19 (табл. П.3.17).

Отношение P_a / P_r1 = ≤ е;

K_T – коэффициент, при температуре менее 100 С K_T = 1 [1, c.359];

K_ – коэффициент, для редукторов K_ = 1,3…1,5 [1, c.362]. Для быстроходного вала принимаем K_ = 1,3.

Эквивалентная нагрузка:

Р_э= Н.

Расчетная долговечность:

L = (C/ Р_э)³ = млн.об.

Расчетная долговечность в часах:

L_h = L10⁶/ (60n) = ч.

Для зубчатых редукторов предпочтителен ресурс работы подшипников 36000 ч (таков ресурс самого редуктора); он не может быть меньше 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). Долговечность подшипника удовлетворяет указанным требованиям.