- •Содержание
- •Введение
- •1 Схема привода
- •2 Кинематический расчёт и выбор электродвигателя
- •2.1 Определение потребной мощности и выбор электродвигателя
- •2.2 Определение передаточного числа и распределение его между типами и ступенями передач
- •2.3 Частоты и угловые скорости вращения валов редуктора
- •2.4 Мощности и вращающие моменты на валах редуктора
- •3 Расчёт клиноремённой передачи
- •4 Расчёт и конструирование редуктора
- •4.1 Материалы зубчатых колёс
- •4.2 Определение геометрических параметров
- •4.2.1 Проверочный расчёт зубьев колёс на контактную прочность
- •4.2.2 Проверочный расчет зубьев колес по напряжениям изгиба
- •4.3 Ориентировочный расчет и конструирование валов
- •4.3.1 Входной вал
- •4.3.2. Выходной вал
- •4.4. Выбор подшипников качения
- •4.5 Конструирование зубчатых колёс
- •4.6. Конструирование стакана
- •4.7. Конструирование крышек подшипников
- •4.8. Конструирование корпуса редуктора
- •4.9. Компоновочная схема редуктора
- •4.10. Расчет валов на совместное действие изгиба и кручения
- •4.11. Расчет подшипников качения
- •4.12. Проверка прочности шпоночных соединений
- •4.13. Выбор и расчет муфты
- •4.14. Определение марки масла для зубчатой передачи и подшипников
- •Заключение
- •Список использованных источников
4.11. Расчет подшипников качения
В основу расчета подшипников качения положены два критерия: по остаточным деформациям и усталостному выкрашиванию. При частоте вращения кольца n 10 об/мин критерием является остаточная деформация, расчет выполняют по статической грузоподъемности Cor; при n 10 об/мин критерием является усталостное выкрашивание дорожек качения, расчет выполняют по динамической грузоподъемности Сr. Суждение о пригодности подшипника выносится из сопоставления значений требуемой и базовой грузоподъемности (Стр Сr) или долговечности (L10h [L10h]). Расчет подшипников качения приведен в [1, с. 85; 3, с. 239; 5, с. 372; 11, с. 109 – 112].
Действующие силы, Н: радиальные – и ; осевая – Fa = 523,23. Режим нагружения – постоянный.
Схема установки подшипников и действующих сил представлена на рис. 4.14.
Рис. 4.14
Определяем отношение:
. (4.78)
По значению отношения из прил., табл. П. 17, находим параметр осевого нагружения:
; . (4.79)
Осевые составляющие от радиальных нагрузок:
; Н; (4.80)
; Н.
Суммарные осевые нагрузки на подшипник:
так как S2 S1, Fa S2 – S1, то из прил., табл. П. 18, следует:
; Н: ; Н. (4.81)
Для опоры, нагруженной большей осевой силой, определяем отношение:
. (4.82)
Уточняем значение параметра осевого нагружения (прил., табл. П. 17):
; e2 = 0,358. (4.83)
Определяем отношение для правой, более нагруженной опоры:
; 0,593 е2 = 0,358, (4.84)
где V=1 – коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника.
Так как е2, то из прил., табл. П. 17, для е2 находим значения коэффициентов радиальной Х и осевой Y нагрузок:
Х = 0,45; Y = 1,52.
Эквивалентная динамическая нагрузка правой опоры
, (4.85)
где Кб = 1,3 – коэффициент безопасности;
Кт = 1 – температурный коэффициент,
Р2 = (1 0,45 2455 + 1,52 1457) 1,3 1 = 4315 (Н).
Уточняем коэффициент е1 для левой опоры (прил., табл. П. 17):
; е1 = 0,3. (4.86)
Находим отношение:
; 0,345 > е2 = 0,3. (4.87)
Определяем коэффициенты Х и Y из прил., табл. П. 17:
Х = 1; Y = 0. (4.88)
Эквивалентная динамическая нагрузка левой опоры
, (4.89)
Р1 = (1 1 1057 + 0 364.7) 1,3 1 = 1374 (Н).
Определяем долговечность выбранного подшипника 36310 для более нагруженной опоры (правой) [11, с. 108]:
, (4.90)
где а1 = 1 – коэффициент надежности при вероятности безотказной работы 90 %;
а23 = 0,8 – коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации;
k – показатель степени, для шариковых подшипников k = 3;
(ч). (4.91)
Так как рассчитанная (требуемая) долговечность больше базовой [ ], то выбранный подшипник пригоден для данных условий работы.