10 Подбор подшипников на валы

Исходные данные для подбора подшипников на I вал:

Выбираем подшипники шариковые радиальные №307 ГОСТ 8338-75, С^КАТ = 33200 Н.

Расчет эквивалентных динамических нагрузок

P_A=V•R_A•K_δ•K_t•K_E=1*6044,46*1,3*1*1=7857,798 H;

где V=1коэффициент вращения кольца подшипника;

K_t=1температурный коэффициент;

K_δ=1,3 коэффициент безопасности;

K_E=1- коэффициент эквивалентности нагрузки.

Требуемая динамическая грузоподьемность

q – показатель степени кривой усталости. Для шариковых подшипников q=3;

а₂₃ – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации и особые свойства материала подшипников. Для постоянного режима нагружения и для данного материала а₂₃=0,8

33200≤0,95*С_треб=40850,3

Полученная долговечность не удовлетворяет требованиям.

Выбираем 407 ГОСТ 8338 - 75

Размеры подшипника:

d_П=40; B=25;

D=100; C=55800 H;

T= 16,25; C₀=31000;

r=2.5

Исходные данные для подбора подшипников на II вал:

Выбираем подшипники шариковые радиальные №308 ГОСТ 8338-75. С^КАТ = 41000 Н

;

;

R_B

R_A

Эквивалентные радиальные динамические нагрузки на подшипники:

Р_А=V × R_А × K_Б × K_t × K_E =1,3 × 1 × 1 × 1× 7741,77 = 10064,301 Н

где V=1коэффициент вращения кольца подшипника;

K_t=1температурный коэффициент,

K_Б=1,3 коэффициент безопасности..

К_Е = 1,0  коэффициент эквивалентности нагрузки.

Требуемая динамическая грузоподъемность подшипников

C_треб=Р_A =

L^треб=60 × L_h × n × 10^-6 = 60 × 5840×150 × 10^-6= 52,56 млн.об;

где q – показатель степени кривой усталости. Для шариковых подшипников q=3;

a₂₃ – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации и особые свойства материала подшипника. Для постоянного режима нагружения и для данного материала а₂₃=0,8;

Так как С=41000Н ≥ 0,95·С^ТРЕБ =3858,463 Н долговечность предложенных подшипников обеспечивается,

Размеры подшипника:

d_п=40; D=90; B= 23; r= 2,5.

11 РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

На I вал (под шкивом):

МПа  [_см]_II = 150 МПа;

где - фактические и допускаемые [7.С.74] напряжения смятия, МПа;

d - диаметр вала под муфтой, мм;

l_р - рабочая длина призматической шпонки, мм ( берется равной l_ст-5мм );

h - стандартная высота шпонки, мм;

t₁ - глубина шпоночного паза, мм.

МПа  [_ср]_II = 80 МПа ;

где - фактические и допускаемые напряжения среза, МПа,

b - стандартная ширина шпонки, мм.

На I вал (под колесом ):

МПа  [_см]_II = 150 МПа;

МПа  [_ср]_II = 80 МПа.

На II вал (под колесом):

МПа  [_см]_II = 150 МПа;

МПа  [_ср]_II = 80 МПа

На II вал (под муфту):

МПа  [_см]_II = 150 МПа;

МПа  [_ср]_II = 80 МПа.

12 ПРОВЕРОЧНЫЕ (УТОЧНЕННЫЕ) РАСЧЕТЫ ВАЛОВ НА СОПРОТИВЛЕНИЕ УСТАЛОСТИ

I Вал:

Напряжения в сечениях вала изменяются:

а) напряжения изгиба по III циклу;

б) напряжения кручения по II циклу, так как предполагаются частые пуски и остановки редуктора.

Сечение С

 - коэффициент упрочнения.

Концентратор 1 шпоночный паз.

К_ = 1,90; _ = 0,804. К_σ = 2; _σ = 0,874

К_/_=1,90/0,804 = 2,36;

К_σ /_σ = 2/0,874 = 2,28

Концентратор 2 - напрессованная муфта по

К_σ /_σ = 2,59;

К_/_= 1,96;

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям в сечении С

_ = 0,05;

= 230 МПа

Общий запас прочности в сечении С

S_С =2,53 > [S] = 1,8.

Сопротивление усталости сечения С обеспечивается.

Сечение Д

Концентратор 1 - шпоночный паз.

К_ = 1,90; _ = 0,81.

К_/_= 1,90/0,81 = 2,34

Концентратор 2 - напрессованное ступица колеса по .

W_r= 0,2d³ - мм³

_кр =T_кр/W_=340000/5039,46 =67,46 МПа;

3,39 > S = 1,8.

Сопротивление усталости сечения Д обеспечивается.

II Вал:

Циклы изменения напряжений изгиба и кручения такие же, как на валу I

Сечение B

Концентратор 1 - напрессованное кольцо по

; b=1;

_кр =T₃/W_=330000/12800=25,78 МПа ;

где W_ - полярный момент сопротивления сечения кручению, мм³

W_= мм³

W - осевой момент сопротивления сечения изгибу, мм³;

W= 0,1d³ =0,1×40³=6400 мм³;

;

.

Сопротивление усталости сечения Д обеспечивается.