Архитектура Аудит Военная наука Иностранные языки Медицина Металлургия Метрология
Образование Политология Производство Психология Стандартизация Технологии 


VIII. Проверка долговечности подшипников




Ведущий вал (см. рис. 12.16).

Силы, действующие в зацеплении: Ft = 2940 Н; Fr1 = Fa2 = 1020 Н и Fa1 = = Fr2= 322 Н.

Первый этап компоновки дал f1 = 73 мм и с1 = 120 мм.

Реакции опор (левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу Fа, обозначим индексом «2»),

В плоскости хz

 
 


Проверка:

В плоскости уz

Проверка: Ry2 - Ry1 + Fr = 505 – 1525 + 1020 = 0.

Суммарные реакции

 

Осевые составляющие радиальных реакций конических под­шипников по формуле (9.9)

 

здесь для подшипников 7208 параметр осевого нагружения е = 0,38.

Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 9.21). В нашем случае S1 > S2; Fa> 0; тогда Pаl = S1 = 1590 Н; Ра2 = S1 + Fa = 1590 + 322 = 1912 Н.

Рассмотрим левый подшипник.

 
 


Отношение поэтому следует учитывать осевую наг-

 

рузку.

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3)

 

 
 


для заданных условий V = Кб = Кт = 1; для конических под­шипников при

 

коэффициент X = 0,4 и коэффициент Y= 1,565 (см. табл. 9.18 и П7 приложения)

Эквивалентная нагрузка Рэ2 =(0,4 × 1860+1,565 × 1912) = 3760Н = 3,76 кН.

Расчетная долговечность, млн. об [ формула (9.1) ]

 

 

Расчетная долговечность, ч

 

 

где п = 974 об/мин — частота вращения ведущего вала.

Рассмотрим правый подшипник.

 
 


Отношение поэтому при подсчете эквивалентной

 

нагрузки осевые силы не учитывают.

Эквивалентная нагрузка

 

 

Расчетная долговечность. млн. об.,

 

 

Расчетная долговечность, ч

 

Найденая долговечность приемлема.

Ведомый вал (см. рис. 12.17).

Из предыдущих расчетов Ft = 2940 Н; Fr = 322 Н и Fa = 1020 Н.

Нагрузка на вал от цепной передачи Fвх = 3978 Н. Составляющие этой нагрузки Fвх = Fву = Fвsing = 3978 × sin 45° » 2800 Н.

Первый этап компоновки дал f2 = 71 мм, с2 = 159 мм и l3= 100 мм.

Реакции опор (правую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу Fa), обозначим четным индексом цифрой 4 и при определении осевого нагружения этот подшипник будем счи­тать «вторым» (см. табл. 9.21).

Дальнейший расчет аналогичен расчету ведущего вала.

Реакции в плоскости xz:

 

Реакции в плоскости yz (для их определения следует знать еще средний диаметр колеса d2= mz2 = 3,43×79 = 271 мм):

 

 

Эквивалентные нагрузки:

 

Так как в качестве опор ведомого вала применены оди­наковые подшипники легкой серии 7211, то долговечность определим для более нагруженного правого подшипника.

 
 


Отношение поэтому осевые силы не учитываем.

 

Эквивалентная нагрузка

 

 

Расчетная долговечность, млн. об.

 

 

Расчетная долговечность, ч

 

 

здесь п = 306 об/мин — частота вращения ведомого вала.

Полученная долговечность более требуемой. Подшипники 7211 приемлемы.

 

IX. Второй этап компоновки редуктора (рис. 12.18)

 

В развитие первой компоновки здесь вычерчивают валы с насаженными на них деталями; размеры мазеудерживающих колец, установочных гаек и шайб, крышек и уплотнений определяют по таблицам гл. IX; размеры шпонок — по табли­цам гл. VIII.

Диаметры участков валов под зубчатые колеса, подшипники и пр. назначают в соответствии с результатами предвари­тельного расчета и с учетом технологических требований на обработку и сборку.

Взаимное расположение подшипников фиксируем распорной втулкой и установочной гайкой М39 х 1,5 с предохранитель­ной шайбой. Толщину стенки втулки назначают (0,1¸0,15) dп; принимаем ее равной 0,15×40 = 6 мм.

Сопряжение мазеудержйваюшего кольца со смежными де­талями вынесено на рис. 12.18 (места I и IV). Мазеудерживаюшие кольца устанавливают так, чтобы они выходили за торец стакана или стенки внутрь корпуса на 1—2 мм.

Подшипники размешаем в стакане, толщина стенки кото­рого dст = (0,08¸0,12) D, где D — наружный диаметр подшип­ника: примем dст = 0,12×80 » » 10 мм.

 

Для фиксации наружных колец подшипников от осевых перемещений у стакана сделан упор величиной К = 6 мм (см. место I).

У второго подшипника наружное кольцо фиксируем тор­цовым выступом крышки подшипника через распорное кольцо.

Для облегчения посадки на вал подшипника, прилегающе­го к шестерне, диаметр вала уменьшаем на 0,5 — 1 мм на длине, несколько меньшей длины распорной втулки.

Очерчиваем всю внутреннюю стенку корпуса, сохраняя величины зазоров, принятых в первом этапе компоновки: х = 10 мм, у2 = 20 мм и др.

Используя расстояния f2 и с2, вычерчиваем подшипники (напомним, что радиальные реакции радиально-упорных под­шипников считают приложенными к валу в точках, которые сдвинуты от клейменых торцов подшипников на расстояние a; см. табл. 9.21).

Для фиксации зубчатое колесо упирается с одной стороны в утолщение вала Æ68 мм (см. рис. 12.18, место II), а с дру­гой — в мазеудерживающее кольцо; участок вала Æ60 мм де­лаем короче ступицы колеса, чтобы мазеудерживающее кольцо Æ55 мм упиралось в торец колеса, а не в буртик вала; переход вала от Æ60 мм к Æ55 мм смещен на 2 — 3 мм внутрь зуб­чатого колеса.

Наносим толщину стенки корпуса dк = 10 мм и определяем размеры основных элементов корпуса (см. гл. X).

Определяем глубину гнезда под подшипник lг» 1,5Т2 = 1,5 × 23 = 35 мм (Т2 = 23 мм — ширина подшипника 7211, ука­занная на с. 350).





Рекомендуемые страницы:


Читайте также:

Последнее изменение этой страницы: 2016-03-22; Просмотров: 417; Нарушение авторского права страницы


lektsia.com 2007 - 2019 год. Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав! (0.012 с.) Главная | Обратная связь