Расчёт и подбор подшипников

4. Расчёт и подбор подшипников

 

4.1 Расчёт подшипников быстроходного вала

 

Первоначально в опорах червяка, и в левой и в правой, было установлено по одному роликовому коническому подшипнику лёгкой серии. В результате расчёта оказалось, что подшипник в левой опоре, на которую действует осевое усилие, не обеспечивает заданной долговечности. Один подшипник средней серии также не достигает требуемого срока службы.

Поэтому в левую опору ставим двурядный роликовый конический подшипник средней серии, в правую роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами типа 2000 средней серии.

Подбираем подшипники качения для опор вала червяка

Частота вращения вала n=695 мин^-1.

Диаметр посадочной поверхности вала d=30мм.

Максимально длительно действующие силы:

F_r=1380 H,F_а1=3780H,

R_Ay=299H, R_By=321H,

R_Ax=1084H,R_Bx=296H.

Определяем суммарные радиальные силы в опорах.

 

Проверяем подшипники в левой опоре

Подшипник роликовый конический средней серии №7306А

Грузоподъёмность: C_r=52,8кН, C_r0=39кН, так как подшипник двухрядный, то С_rсум=С_r∙1,625=52,8∙1,625=85,8кН.

Факторы нагрузки: l=0,31, Y=1,9, Y₀=1,1.

Определяем эквивалентную нагрузку

 

Р_rA=(X·V·F_rА+Y·F_a1)·K_δ·K_t,

где X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

 X=0,67, Y=1,5-для двурядного подшипника,

V – коэффициент вращения, V=1;

K_δ – коэффициент безопасности, K_δ = 1,4;

K_t – температурный коэффициент, K_t = 1 при t<100˚C.

Р_rA=(0,67·1·1124,48+1,5·3780)·1,4·1=8,99кН.

Определяем расчётную долговечность подшипника

 

,(5.9)

где L_n – расчётная долговечность подшипника, ч;

n – частота вращения вала, мин^-1;

Р – показатель степени, равный для роликоподшипников 3,33;

а₁ – коэффициент, учитывающий надёжность работы подшипника, а₁=1;

а₂₃ – коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации, а₂₃=0,9;

 - требуемая долговечность подшипника, =10161,6 час.

Данный подшипник удовлетворяет требованию долговечности.

Проверяем подшипник в правой опоре

Подшипник роликовый радиальный с короткими цилиндрами роликами, средней серии №2306

Грузоподъёмность: C_r=36,9кН, C_r0=20кН.

Определяем эквивалентную нагрузку

 

Р_rA=X·V·F_rВ·K_δ·K_t,(5.6)

где X – коэффициенты радиальной:X=0,67;

V – коэффициент вращения, V=1;

K_δ – коэффициент безопасности, K_δ = 1,4;

K_t – температурный коэффициент, K_t = 1 при t<100˚C.

Р_rA=0,67·1·436,64∙1,4·1=409,57Н.

Определяем расчётную долговечность подшипника

 

,(5.9)

где L_n – расчётная долговечность подшипника, ч;

n – частота вращения вала, мин^-1;

Р – показатель степени, равный для роликоподшипников 3,33;

а₁ – коэффициент, учитывающий надёжность работы подшипника, а₁=1;

а₂₃ – коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации, а₂₃=0,9;

 - требуемая долговечность подшипника, =10161,6 час.

Данный подшипник удовлетворяет требованию долговечности

 

4.2 Расчёт подшипников тихоходного вала

 

Выбор подшипников

Частота вращения вала n=22,06 мин^-1.

Диаметр посадочной поверхности вала d=45мм.

Максимально длительно действующие силы:

F_а=0,62кH,

R_Ay=1,89кH,R_By=1,89кH,

R_Ax=1,43кH,R_BX=0,05кH.

Роликовые конические подшипники лёгкой серии № 7209.

Грузоподъёмность: C_r=62,7кН, C_r0=50кН.

е=0,4.

Определяем суммарные радиальные силы в опорах

 

 

Определяем суммарные нагрузки в опорах

S_A=0,83·0,4·2,37=0,787кН

S_B=0,83·0,4·1,89=0,627кН

S₁=S_В=0,627кН

S₂=S_А=0,787кН

S₁<S₂ и F_А=620Н>S₂-S₁=160H

F_a1= S₂=787Н

F_a2= F_a1+F_A=787+160=947Н

Определяем эквивалентную нагрузку

Самым нагруженным является подшипник в опоре А, по нему и ведём расчёт.

Р_rA=(X·V·F_rА+Y·F_a1)·K_δ·K_t

V=1;K_δ = 1,4;K_t = 1

F_a2/V·F_rА=947/1·2370=0,4=е=0,4

X=1;Y=0

Р_rВ=(1·1·2,37+0·0,787)·1,4·1=3,32кН.

Определяем расчётную долговечность подшипника

 

,

где L_n – расчётная долговечность подшипника, ч;

n – частота вращения вала, мин^-1;

Р – показатель степени, равный для роликоподшипников 3,33;

а₁ – коэффициент, учитывающий надёжность работы подшипника, а₁=1;

а₂₃ – коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации, а₂₃=0,9;

 - требуемая долговечность подшипника, =10161,6 ч.

Данный подшипник удовлетворяет требованию долговечности.

5. Расчёт шпоночных соединений

 

5.1 Расчёт шпоночного соединения на входном валу

 

Для передачи крутящего момента Т=15Н·м на вал d=22мм применяем призматическую шпонку по ГОСТ 24071-80

b=6мм;

h=6мм;

t₁=3,5мм;

l=45мм.

Проверяем шпоночное соединение на смятие:

,

где Т – вращающий момент, Н∙м;

 l – рабочая длинна шпонки, мм;

 к = 0,4h – глубина врезания шпонки в ступицу, мм;

 =80…120 Мпа;

к=0,4∙6=2,4мм

Условие смятия соблюдается.

 

5.2 Расчёт шпоночного соединения на выходном валу

 

Для передачи крутящего момента Т=381Н·м выходного вала d=40мм применяем призматическую шпонку по ГОСТ 24071-80

b=12мм;

h=8мм;

t₁=5мм;

l=50мм.

Проверяем шпоночное соединение на смятие:

,

где Т – вращающий момент, Н∙м;

 l – рабочая длинна шпонки, мм;

 к = 0,4h – глубина врезания шпонки в ступицу, мм;

 =80…120 Мпа;

к=0,4∙8=3,2мм

Условие смятия соблюдается.

5.3 Расчёт шпоночного соединения, сконструированного в месте соединения червячного колеса с валом

 

Для передачи крутящего момента Т=381Н·м выходного вала d=52мм применяем призматическую шпонку по ГОСТ 24071-80

b=16мм;

h=10мм;

t₁=6мм;

l=45мм.

Проверяем шпоночное соединение на смятие:

,

где Т – вращающий момент, Н∙м;

l – рабочая длинна шпонки, мм;

к = 0,4h – глубина врезания шпонки в ступицу, мм;

=80…120 Мпа;

к=0,4∙10=4мм

Условие смятия соблюдается.

6. Подбор муфты

 

Для соединения вала электродвигателя с входным валом редуктора применяем муфту упругую со звёздочкой, а на выходном конце тихоходного вала ставим цепную муфту.

Размеры муфты подбираем по справочнику исходя из известных нам расчётных моментов и диаметров валов, на которые устанавливаются муфты.

Муфты подбираются по расчётному моменту:

Т_р=Т_н∙к≤[Т],

где к – коэффициент динамичности

 к=1,25…1,5 – для ленточных транспортеров

Т_рI=15,12∙1,3=19,7Н∙м≤[Т]=

Т_рII=380,96∙1,3=495,2Н∙м≤[Т]=

7. Выбор и обоснование способа смазки передачи и подшипников

 

Для смазывания червячных передач широко применяют картерную смазку. Этот способ допустим при скорости скольжения до 10м/с, что подходит к нашему редуктору.

При вращении колеса масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, оттуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Для выбора смазки необходимо знать контактное напряжение σ_Н=152,66МПа, а также скорость скольжения V_S=2,26м/с.

Выбираем масло И-Т-Д-220 по ГОСТ 17479.4-87

Для смазки подшипников применяем ЦИАТИМ-202 или ЛИТОЛ-24.Смазочный материал подают под давлением специальным шприцом.

При верхнем расположении червяка червячное колесо погружается в масляную ванну на глубину:

h_м=2,2m…0,25d₂

h_м=2,2∙6,3…0,25∙202

h_м=13,9…50,5мм

Объем масляной ванны: V=0,106∙0,056∙0,28=0,0017м³ или 1,7л

 Достаточность масляной ванны проверяется по удельному объёму:

V_уд=1,7/1,1=1,55л/кВт>0,7л/кВт

Литература

1. Дунаев Л.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.- 4 -е изд., перераб. и доп.-М.: Высшая школа, 1985.- 416 с.

2. Иванов М.Н. Детали. – 5-е изд., перераб. –М.: Высшая школа, 1991. -383с.: илл.

3. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для вузов. -3-е изд., перераб. и доп. – М.: Высшая школа, 1978. – 352с., ил.

4. Черемисинов В.И. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – Киров: ВГСХА, 1998.- 163с.