5. Сводная таблица параметров ведущего вала редуктора.

Таблица 4.1

входной конец вала(цапфа-шип)	уплотне-ние (мм)	подшипники А1 и В1 (мм)	вал-шестерня (мм)	техноло-гический зазор (мм)	длина участков(мм)	реакции опор А и В (м)
dц1 = 22 lц1 = 50	dц1 = 24 h = 10	N 306 dп1=30 Дп1=72 Вп1=19 С=28.1(кн) Со=14,6(кн)	d1=33.9 da1=37.4 df1=29.5 mn=1.75 в1=28 cоs 1130= =0,98	dт = 32 lт = 35,5	а=0,07 2а=0,14 С1=0,075	Уа=635,1 Ха=1971 Ув=828,9 Хв=1971

5. Проверка долговечности ранее выбранных подшипников качения для быстроходного вала редуктора.

5.1 Исходные данные к подборку подшипников.

n₁ = 1430 об/мин – частота вращения ведущего вала

d_п1 = 30 мм – диаметр ведущего вала под подшипника качения

F_a = 800 (н) – осевое усилие в зацеплении зубьев колес передачи

У_а = 635,1(н) – вертикальная реакция в опоре А

Х_а = 1971(н) – горизонтальная реакция в опоре А

У_в = 828,9 (н) – вертикальная реакция в опоре В

Х_в = 1971 (н) – горизонтальная реакция в опоре В

5.2 Составим расчетную схему сил нагружающих быстроходный вал

Рис. 9 Расчетная схема сил нагружающих быстроходный вал

5.3 Определим суммарные радиальные нагрузки, действующие на подшипники (равнодействующие реакции)

Дальнейший подбор подшипников веду по наиболее нагруженной опоре В, в которой F_r2^Σ = 2138,2 (H)

5.4 Найдем предварительный тип подшипника по отношению

Радиальные шарикоподшипники однорядные в качестве опор валов применяют в тех случаях, когда осевая в качестве опор стороны зацепления F_а составляет менее 35% от суммарной радиальной нагрузки F_r^Σ _, т.е. при условии, когда

Радиально-упорные однорядные шарикоподшипники или роликоподшипники в качестве опор валов применяют в тех случаях, когда осевая нагрузка со стороны зацепления F_a составляет более 35% от суммарной радиальной нагрузки F_r^Σ ,т.е. при условии, когда

Для нашего расчета это отношение составит:

, так как 0,374 > 0,35, то для такого условия в качестве опор ведущего вала рекомендуется принимать радиально-упорные шарикоподшипники.

Предварительно в главе 4 для вопроса 4.3 был назначен шарикоподшипник радиальный, однорядный, средней серии № 306, для которого d_п1 = 30мм, С = 28,1кн, С_о = 14,6кн.

Однако, по условию 0,374>0,35 в качестве опор для ведущего вала рекомендуется принимать радиально-упорные шарикоподшипники.

Поэтому не меняя внутреннего диаметра подшипника d_п1 = 30мм (не меняя конструкции вала), ориентировочно назначаю шарикоподшипники радиально-упорные, однорядные, средней узкой серии, № 46306, для которого d_п1 = 30мм, Д_п1 = 72мм,

В_п1 = 19мм, С = 32, C₀=18,3кн α = 26^о.

Рис. 10 Схема подшипника

5.5 Найдем коэффициент осевого нагружения по отношению

этой величине 0,0437 при α = 26^о соответствует коэффициент осевого нагружения е=0,68 [1, с 212,т 9.18]

5.6 Определим осевые составляющие возникающие от действия суммарных радиальных сил F_ч.

От действия суммарных радиальных нагрузок F_r^Σ в радиально-упорных шарикоподшипниках возникают дополнительные осевые нагрузки, которые определяют по формулам

;

При установке подшипников в распор эти дополнительные осевые нагрузки S₁ и S₂ направляют от опор навстречу друг другу.

Покажем эти нагрузки S₁ и S₂ на расчетной схеме вала.

5.7 Определим суммарные осевые нагрузки, действующие на подшипники.

Суммарная осевая нагрузка на подшипник F_a^Σ равна алгебраической сумме проекций всех осевых сил на ось вала до расчетного подшипника, т.е. сумме всех проекций сил за исключением усилия S в самом подшипнике (вспомни метод сечений).

Условимся о правиле знаков:

За положительное + направление принимать направление силы F_a со стороны зацепления для обеих валов редуктора.

Н апример,

F_{a 2}^ = F_i = F_a +S₁

F_{a 1}^ =F_i=S₂

Большая из суммарных осевых сил F_a указывает на удерживающий подшипник (фиксирующая опора)

Фиксирующая опора воспринимает как суммарную радиальную нагрузку F_r^Σ , так и суммарную осевую нагрузку F_a^Σ.

Плавающая опора воспринимает только суммарную радиальную нагрузку Fr (плавающая опора)

F_{a 2}^ = F_i = F_a +S₁=800+1408=2208H

F_{a 1}^ =F_i=S₂=-1454H

5.8 Определим коэффициенты радиальной и осевой нагрузок по отношению [1, c 213, т 9.18]

(ранее найдено в вопросе5,5),

тогда по таблице 9.18 для однорядных радиально-упорных шарикоподшипников при и при α=26^о имеем коэффициент радиальной нагрузки Х=1, а коэффициент осевой нагрузки У=0.

5.9 Определим эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника В.

F_экв2 =(х · F_r2^Σ + У · F_a^Σ ) · к_б · к_т=(1 · 2138,2 + 0 · F_a ^Σ) · 1,5 · 1 + 3207H=3,2 кH

где к_б = 1,5 – коэффициент безопасности при умеренных толчках.

[1, c 214, т 9.19]

5.10 Определим расчетную долговечность подшипника 46306 в часах.

Следовательно, долговечность выбранного подшипника 46306 хватит на весь срок службы привода и редуктора, так как

L_h = 10000ч< L_h = 12366ч <[L_h] = 36000ч

Таким образом, окончательно принимаем подшипник 46306, для которого d_h1 = 30мм, Д_п1 = 72мм, В_п1 = 19мм, С =32,6кн, С_о =18,3кн, α= 26^о

5.11 Сводная таблица параметров окончательно подобранных подшипников для ведущего вала редуктора.

Таблица 5.1

Суммарные нагрузки (Н)	Параметры подобран- ного под- шипника (мм)	Коэф-фициент осевого нагруже- ния	Осевые составляющие (кн)	Эквива-лентная нагрузка (кн)	Коэффи-циенты радиа-льной и осевой нагрузок	Ресурс подшип-ника в часах
1	2	3	4	5	6	7
	Подшипник 46306 dп1 = 30 Dп1 = 72 Вп1 = 19 С = 32,6 кН Со = 18,3 кН α = 26⁰	е = 0,68		Fэкв2 = 3,2	X = 1 Y = 0	Lh = 12366