Проектирование привода технологического оборудования (стр. 4 из 5)

R_a^y= F_t – R_в^y=3639–1819.5=1819.5Н=1,819 кН

2. Определение радиальных опорных реакций:

R_а =

=

R_В =

=

4. Расчеты подшипников качения

4. Расчет подшипников качения тихоходного вала.Шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии

Исходные данные

Расчет подшипника выполняем для наиболее нагруженной опоры.

Подшипник №46308

Размеры подшипника: d =40 мм, D = 90 мм, B = 23 мм

Динамическая грузоподъёмность C = 50,8 кН

Статическая грузоподъёмность C₀ = 30,1 кН

Радиальная нагрузка на подшипник F_r= 1,346 кН

Осевая нагрузка на подшипник F_a = 0,659 кН

Частота вращения кольца подшипника n = 332 мин^-1

Радиальные опорные реакции R_a=1.82 кН; R_в=2,21 кН.

Расчет подшипников на долговечность

1. Эквивалентная динамическая нагрузка

P= K_бK_Т (XVF_r+ YF_a),

где X – коэффициент радиальной нагрузки;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

K_б - коэффициент безопасности (табл. 9 [2]); K_б=1,5

K_Т – температурный коэффициент, K_Т=1 при температуре подшипникового узла T <105

;

V – коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника.

2. Параметры осевого нагружения.

Для шарикоподшипников радиальных однорядных параметр осевого нагруженияeопределяют по формуле из табл. 2,6 [2]

e_а =0.574

= =0,314>0.3

e_B =0.574

= =0,327>0.3

3. Осевые составляющие от радиальных нагрузок.

При нагружении шарикового радиально-упорного подшипника радиальной нагрузкой R_a, R_в возникают осевые составляющие:

4. Внешние осевые силы, действующие на подшипники.

Условие равновесия вала под действием приложенных к нему осевых сил запишем в виде

Поскольку для данной схемы нагружения выполняется неравенство

то внешние осевые силы, действующие на подшипники, определяются по формулам

;

5. Коэффициент нагрузки

Если

e следует принять X=1, Y=0. При >e для этих подшипников принимают X= 0.45, Y=

Окончательно получим

>e

X= 0.45 Y=

Тогда эквивалентная динамическая нагрузка

P=

= 4,9 кН

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, ч:

L_h=

=

где m=3 показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.

Если задан типовой режим нагружения, то эквивалентная долговечность подшипника

L_E=

,

где

_h – коэффициент эквивалентности, определяемый по табл. 12 [2] в зависимости от типового режима нагружения:

_h=0,18L_E= ч.

Для подшипников зубчатых редукторов должно выполняться условие L_E

10000 ч.

5. Расчет вала на усталостную прочность

5.1 Моменты и силы в опасном сечении

2. Суммарный изгибающий момент

M=

= = Нм

где M_Z- изгибающий момент в горизонтальной плоскости, M_Z=67.7 Н×м; M_Y- изгибающий момент в вертикальной плоскости M_Y= 98.2 Н×м.

Осевая сила F_a=0.659кН

2. Геометрические характеристики опасного сечения

Значения площади поперечного сечения A, осевого

и полярного моментов сопротивлений для типовых поперечных сечений определяют по формулам.

Для сплошного круглого вала

A=

, = , = ;

Для сечения с одним шпоночным пазом:

A=

, = – , = – ,

где b – ширина; t₁ – глубина шпоночного паза на валу (табл. 8 [2]),

b= 14 ммt₁= 5,5 мм

A=

= мм

= – = мм

= – = =16557 мм

4. Суммарный коэффициент запаса прочности

Определяем по формуле (2) [2]:

S=

где

и - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Условие прочности вала имеет вид

S

[S]

где [S] – допускаемый коэффициент запаса прочности.

Рекомендуемое значение [S] =2…2.5.

Значения

и определяют по формулам

=

=

где

и – пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения; и - амплитуды напряжений цикла; и - средние напряжения цикла, и – коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали, и - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.