Определение реакции в опорах подшипников червяка

1) Вертикальная плоскость

- определяем опорные реакции, Н

Проверка:

- строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х

2) Горизонтальная плоскость

- определяем опорные реакции, Н:

F_M примем равной 200Н

Проверка:

- строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У

3) Строим эпюру крутящих моментов, Н·м:

4) Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

5) Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н·м:

Определение реакции в опорах подшипников ведомого вала

- определяем опорные реакции, Н

Проверка:

- строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х

2) Горизонтальная плоскость

- определяем опорные реакции, Н:

Проверка:

- строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У

3) Строим эпюру крутящих моментов, Н·м:

4) Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

5) Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н·м:

  Проверочный расчет подшипников

Определение пригодности подшипников ведущего, быстроходного вала.

а) Определить коэффициент влияния осевого нагружения -е.

По таблице-29 [Л1] для обоих роликовых конических однорядных подшипников выбранного ранее тип 7205 по ГОСТу 333-79 е=0,34.

б) Определим осевые составляющие радиальной нагрузки R_s,

- для подшипника А

Где: R_rА – суммарная реакция подшипника, рассчитанная ранее

е - коэффициент влияния осевого нагружения, е=0,34.

- для подшипника В

Где: R_rВ – суммарная реакция подшипника, рассчитанная ранее

е - коэффициент влияния осевого нагружения, е=0,34.

в) Определим осевые нагрузки подшипников R_а.

R_а определяется в зависимости от схемы установки и соотношения сил R_s и F_а.

При данных показателях

R_аА= R_sА = 186 Н

R_аВ= R_sВ = 365 Н

г) Вычислим отношения

Где: V – коэффициент вращения, при вращающем внутреннем кольце подшипника, V = 1

- для подшипника А

- для подшипника В

д) определим эквивалент R_Е

- для подшипника А

Где: К_б – коэффициент безопасности, согласно таблице 9.4[Л1] при спокойной работе (без толчков) редуктора К_б =1;

К_Т – температурный коэффициент, рабочая температура подшипника до 100⁰, поэтому согласно таблицы 9.5 [Л1] К_Т =1.

- для подшипника В

где К_б – коэффициент безопасности, согласно таблице 9.4[Л1] при спокойной работе (без толчков) редуктора К_б =1;

К_Т – температурный коэффициент, рабочая температура подшипника до 100⁰, поэтому согласно таблицы 9.5 [Л1] К_Т =1.

е) Сравнив значения R_E обоих подшипников определим более нагруженный:

- более нагруженный подшипник В

ж) Рассчитаем динамическую грузоподъемность С и долговечность L_10h подшипника В

Где: R_EВ—эквивалентная динамическая нагрузка, H; R_EВ=1295 Н

ω—угловая скорость быстроходного вала; ω=92,8 рад/с

m—показатель степени: m = 3,33 для роликовых подшипников.

С —24кН базовая динамическая грузоподъемность подшипника,

С₀ = 17,5кН

L_h — требуемая долговечность подшипника предусмотрена ГОСТ 16162—85 и составляет для зубчатых редукторов L_h=10000ч., при определении L_h, следует учесть срок службы проектируемого привода, в нашем задании – 6 лет, тогда L_h=21900 часов

Условие С₀ ≤ С выполняется

Условие L_10h>L_h выполняется.

Определение пригодности подшипников ведомого, тихоходного вала.

а) Определить коэффициент влияния осевого нагружения е.

По таблице К29 [Л1] для обоих роликовых конических однорядных подшипников выбранного ранее тип 7209 по ГОСТу 333-79 е=0,41.

б) Определим осевые составляющие радиальной нагрузки R_s,

- для подшипника С

где R_rС – суммарная реакция подшипника, рассчитанная ранее

е - коэффициент влияния осевого нагружения, е=0,41.

- для подшипника D

где R_rD – суммарная реакция подшипника, рассчитанная ранее

е - коэффициент влияния осевого нагружения, е=0,41.

в) Определим осевые нагрузки подшипников R_а.

R_а определяется в зависимости от схемы установки и соотношения сил R_s и F_а.

При данных показателях

R_аC= R_sC = 10359 Н

R_аD= R_sD= 7105 Н

г) Вычислим отношения

где V – коэффициент вращения, при вращающем внутреннем кольце подшипника, V = 1

- для подшипника С

- для подшипника D

д) определим эквивалент R_Е

- для подшипника С

где К_б – коэффициент безопасности, согласно таблице 9.4[Л1] при спокойной работе (без толчков) редуктора К_б =1;

К_Т – температурный коэффициент, рабочая температура подшипника до 100⁰, поэтому согласно таблицы 9.5 [Л1] К_Т =1.

- для подшипника D

где К_б – коэффициент безопасности, согласно таблице 9.4[Л1] при спокойной работе (без толчков) редуктора К_б =1;

К_Т – температурный коэффициент, рабочая температура подшипника до 100⁰, поэтому согласно таблицы 9.5 [Л1] К_Т =1.

е) Сравнив значения R_E обоих подшипников определим более нагруженный:

- более нагруженный подшипник С

ж) Рассчитаем динамическую грузоподъемность С и долговечность L_10h подшипника С

где R_EС—эквивалентная динамическая нагрузка, H; R_EС=30440 Н

ω—угловая скорость тихоходного вала; ω=3,98 рад/с

m—показатель степени: m = 3,33 для роликовых подшипников.

С — базовая динамическая грузоподъемность подшипника,

С = 50000Н

L_h — требуемая долговечность подшипника предусмотрена ГОСТ 16162—85 и составляет для зубчатых редукторов L_h= 10000ч., при определении L_h, следует учесть срок службы проектируемого привода, в нашем задании – 6 лет, тогда L_h=21900 часов

Условие С₀ ≤ С выполняется

Условие L_10h>L_h выполняется.

Подшипник пригоден