Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр крутящих и изгибающих моментов

8.1 Выписываем исходные данные для расчетов:

8.1.1Нагрузки валов, Н, по таблице 6.

Силы в зацеплении: окружная F_t1 =F_t2 =F_t, радиальная F_r1 =F_r2 =F_r и осевая сила F_а1 =F_а2 =F_а.

Сила от ременной передачи: открытой передачи F_оп.

Сила от муфты: F_м

8.1.2 Моменты на валах, Нм, по таблице 1.

Быстроходный вал – Т₁, тихоходный вал – Т₂.

8.1.3 Геометрические размеры.

Расстояние между точками приложения реакций в подшипниках по таблице 7.

Тихоходный вал l_Т

Быстроходный вал l_Б

Делительные диаметры, м, по таблице 4.

Шестерни (быстроходный вал) d₁

Колеса (тихоходный вал) d₂

 

 

8.2 Вычерчиваем расчетную схему быстроходного и тихоходного валов, рисунок 8. 1, в соответствии с кинематической схемой

 

 

8.3 Определяем реакций в подшипниках и строим эпюры:

Быстроходный вал

 

 

 

 

Тихоходный вал

 

 

 

 

 

 

9 Проверка подшипников на динамическую грузоподъемность и

Долговечность

9.1 Проверяем пригодность подшипника тихоходного вала на примере №209, редуктор работает с умеренными толчками. Частота вращения кольца подшипника п=86об/мин. Осевая сила в зацеплении R_а= F_а=1078Н. Реакции в подшипниках R_С=2319Н, R_D=4660Н. Грузоподъемность подшипников по таблице [1., т. К27, с.432 ] С_r= 25500Н,С_0r=18600 Н. Коэффициенты для определения радиальной нагрузки по таблице [1., т.9.1, с.141]:

Х=0,56 – коэффициент радиальной нагрузки;

V=1 – коэффициент осевой нагрузки;

К_б=1,3 – коэффициент безопасности

К_Т=1 – температурный коэффициент

а₁=1 – коэффициент надёжности

а₂₃=0,8 – коэффициент, учитывающий качество подшипников.

Требуемая долговечность, определена ранее L_h=20000 (ресурс работы привода)

9.2 Подшипники установлены враспор.

9.2.1 Определяем отношение _.

9.2.2 Определяем отношение и по таблице [1., т.9.2, с.143] интерполированием находим е=0,263, Y=1,68.

9.2.3 По соотношению >е выбираем формулу и определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

R_Е=(XVR_r2 +YR_а) K_б K_Т=(0,56·1·4660+1,8·1078)1,3·1=5599 Н.

9.2.4 Определяем динамическую грузоподъемность и сравниваем с базовой:

С_rр=R_Е <С_r

подшипник пригоден

9.2.5 Определяем долговечность подшипника и сравниваем с требуемым сроком службы привода L_10h=а₁а₂₃ ч> L_h

Долговечность подшипника достаточна.

 

9.4 Проверяем пригодность подшипника быстроходного вала на примере №207, редуктор работает с умеренными толчками. Частота вращения кольца подшипника п=345об/мин. Осевая сила в зацеплении R_а= F_а=1078Н. Реакции в подшипниках R_С=919Н, R_D=1825Н. Грузоподъемность подшипников по таблице [1., т. К27, с.432 ] С_r= 25200 Н,С_0r=13700 Н. Коэффициенты для определения радиальной нагрузки по таблице [1., т.9.1, с.141]:

Х=0,56 – коэффициент радиальной нагрузки;

V=1 – коэффициент осевой нагрузки;

К_б=1,3 – коэффициент безопасности

К_Т=1 – температурный коэффициент

а₁=1 – коэффициент надёжности

а₂₃=0,8 – коэффициент, учитывающий качество подшипников.

Требуемая долговечность, определена ранее L_h=20000 (ресурс работы привода)

9.3 Подшипники установлены враспор.

9.3.1 Определяем отношение _.

9.3.2 Определяем отношение и по таблице [1., т.9.2, с.143] интерполированием находим е=0,28, Y=1,55.

9.3.3 По соотношению >е выбираем формулу и определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника:

R_Е=(XVR_r2 +YR_а) K_б K_Т=(0,56·1·1825+1,55·1078)1,3·1=2882 Н.

9.2.4 Определяем динамическую грузоподъемность и сравниваем с базовой:

С_rр=R_Е <С_r

подшипник пригоден

9.3.5 Определяем долговечность подшипника и сравниваем с требуемым сроком службы привода L_10h=а₁а₂₃ ч> L_h

Долговечность подшипника достаточна.