10.1 Расчет подшипников червяка на долговечность.
Исходные данные
n1 = 1450 мин-1;
dп = 25 мм;
RАy = 755 Н;
RАх = 811 Н;
RBy = 327 Н;
RВх = 61 Н;
.
Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники
;
; 
Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила Fа (рис. 7.1).
;
; 
Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)
;
;
Так как соотношение больше 0,35, то назначаем роликовый конический однорядный подшипник средней серии по dп = 25 мм.
Подшипник типа 7605, у которого:
Dn2 = 62 мм;
Вn2 = 24 мм;
С0 = 36,6 кН – статическая грузоподъемность;
С = 47,5 кН – динамическая грузоподъемность
е = 0,35 – коэффициент осевого нагружения;
У = 1,7 – коэффициент при осевой нагрузке.
Определяем коэффициент Х при радиальной нагрузке в зависимости от отношения:
;
где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.
Тогда Х=0,4.
Изображаем схему нагружения подшипников. Подшипники устанавливаем враспор.
Рис. 10.1 Схема нагружения подшипников вала-червяка
Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок:
S = 0,83×e×Fr
S1 = 0,83×0,35×333; S1 = 97 Н;
S2 = 0,83×0,35×1108; S2 = 322 Н.
Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники:
FaI = S1;
FaII = S1 + Fa;
FaI = 97 Н;
FaII = 97 + 2973; FaII = 3070 Н.
Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника II:
Fэ2 = (Х×V×Fr2+У×FaII)×Kd×Kτ;
где Kd - коэффициент безопасности;
Kd =1,3…1,5,
принимаем Kd =1,5;
Kτ – температурный коэффициент;
Kτ =1 (до 100ºС)
Fэ2 = (0,4×1×1108+1,7×3070)×1,5×1; Fэ2 = 8493 Н = 8,5 кН
Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах:
Подставляем в формулу:
; 
ч.
По ГОСТ 16162-85 минимальная долговечность для подшипников червячных редукторов Lhmin = 5000 ч.
В нашем случае Lh< Lhmin, поэтому необходимо выбрать подшипник с большей динамической грузоподъемностью.
Выбираем роликовый конический однорядный подшипник типа 7606 с dп = 30 мм.
У этого подшипника:
Dn2 = 72 мм;
Вn2 = 29 мм;
С0 = 51 кН – статическая грузоподъемность;
С = 63 кН – динамическая грузоподъемность
е = 0,35 – коэффициент осевого нагружения;
У = 1,7 – коэффициент при осевой нагрузке.
Коэффициент Х и осевые нагрузки такие же как и у предыдущего подшипника.
Следовательно, эквивалентная нагрузка также равна эквивалентной нагрузке при предыдущем типе подшипника. Тогда определим номинальную долговечность подшипника:
ч.
Условие Lh> Lhmin выполняется, поэтому оставляем выбранный тип подшипников.
10.2 Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность.
Исходные данные:
n2 = 181,3 мин-1;
dп = 45 мм;
RАy = 1624 Н;
RАх = 3344 Н;
RBy = 542 Н;
RВх = 4527 Н;
Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники (12.1)
; 
Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила Fа (рис.10).
;
; 
Н
Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)
;
;
Так как соотношение больше 0,35, то назначаем роликовый конический однорядный подшипник средней серии по dп = 45 мм.
Подшипник типа 7609, у которого:
Dn2 = 100 мм;
Вn2 = 36 мм;
С0 = 90,5 кН – статическая грузоподъемность;
С = 114 кН – динамическая грузоподъемность
е = 0,35 – коэффициент осевого нагружения;
У = 1,7 – коэффициент при осевой нагрузке.
Определяем коэффициент Х при радиальной нагрузке в зависимости от отношения
>е
где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.
Тогда Х = 0,4.
Изображаем схему нагружения подшипников. Подшипники устанавливаем враспор.
Рис. 10.2 Схема нагружения подшипников тихоходного вала
Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок
S=0,83×e×Fr
S1 = 0,83×0,35×4559; S1 = 1324 Н;
S2 = 0,83×0,35×3717; S2 = 1080 Н.
Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники.
FaI = S1;
FaII = S1 +Fa;
FaI = 1324 Н;
FaII = 1324 + 1419; FaII = 2743 Н.
Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника II:
Fэ2=(Х×V×Fr2+У×FaII)×Kd×Kτ;
где Kd - коэффициент безопасности;
Kd =1,3…1,5
принимаем Kd =1,5;
Kτ – температурный коэффициент;
Kτ =1 (до 100ºС)
Fэ2 = (0,4×1×3717 + 1,7×2743)×1,5×1; Fэ2 = 9225 Н = 9,2 кН
Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах
.
Подставляем в формулу:
; 
ч.
По заданию долговечность привода, вычисленная ранее Lhmin = 38632 ч. Очевидно, что расчетная долговечность подшипников слишком велика и необходимо приблизить ее значение к расчетной долговечности привода. Для этого заменим выбранный ранее подшипник на подшипник с меньшей динамической грузоподъемностью.
Выбираем роликовый конический однорядный подшипник типа 7509 с dп = 45 мм.
У этого подшипника:
Dn2 = 85 мм;
Вn2 = 23,5 мм;
С0 = 46 кН – статическая грузоподъемность;
С = 60 кН – динамическая грузоподъемность
е = 0,36 – коэффициент осевого нагружения;
У = 1,6 – коэффициент при осевой нагрузке.
Коэффициент Х = 0,4
Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок
S=0,83×e×Fr
S1 = 0,83×0,36×4559; S1 = 1363 Н;
S2 = 0,83×0,36×3717; S2 = 1110 Н.
Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники.
FaI = S1;
FaII = S1 +Fa;
FaI = 1363 Н;
FaII = 1363 + 1419; FaII = 2782 Н.
Определяем эквивалентную нагрузку:
Fэ2 = (Х×V×Fr2+У×FaII)×Kd×Kτ = (0,4×1×3717 + 1,6×2782)×1,5×1 = 8907 Н = 8,9 кН.
Номинальная долговечность подшипника:
ч.
Полученная расчетная долговечность подшипника близка к долговечности привода (Lhmin = 38632 ч), поэтому оставляем выбранный тип подшипника.