Основы функционирования систем сервиса (стр. 14 )

σа, τа – амплитуда цикла изменения напряжения;

σm, τm – средние напряжения цикла:

, (7.11)

где М – момент на валу,

W – осевой момент сопротивления.

при наличии осевой нагрузки Fa; σm=0 – при отсутствии осевой нагрузки,

, . (7.12)

ψσ, ψτ – коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла:

ψσ = 0,05, ψτ = 0 – углеродистые мягкие стали; ψσ = 0,1, ψτ = 0,05 – среднеуглеродистые стали; ψσ = 0,15, ψτ = 0,05 – легированные стали.

7.2. Выбор подшипников

Расчёт подшипников качения производят по номинальной долговечности (расчётному сроку службы) подшипника. При расчёте учитывают эквивалентную динамическую нагрузку и динамическую грузоподъёмность.

Расчёт и подбор подшипников качения следует производить в следующем порядке.

1.  Исходя из условий эксплуатации и конструкции подшипникового узла, а также значений действующих на подшипник радиальной и осевой нагрузок, режима нагружения, диаметра (под подшипник) и частоты вращения вала, намечают тип подшипника.

2.  По формулам вычисляют эквивалентную динамическую нагрузку Р.

Для радиальных шарикоподшипников

. (7.13)

Для упорно-радиальных шарико - и роликоподшипников

. (7.14)

Для роликовых подшипников

. (7.15)

Для упорных подшипников

, (7.16)

где Fr и Fa – постоянные по размеру и направлению радиальная и осевая нагрузки на подшипник;

X и Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, учитывающие их значение;

V – коэффициент вращения, учитывающий, какое кольцо вращается – наружное или внутреннее;

Kб – коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки на подшипник;

Kt – температурный коэффициент, учитывающий температуру нагрева подшипника, если она превышает 100о.

Значения коэффициентов X, Y и e для некоторых подшипников даны в таблице 7.2 и каталоге справочнике по подшипникам.

Таблица 7.2.- Значения коэффициентов X, Y и e

Тип подшипника	α◦			е
X	Y	X	Y
Радиальный шариковый однорядный	0,014 0,028 0,056 0,084 0,11 0,17 0,28 0,42 0,56	1	0	0,56	2,30 1,99 1,71 1,55 1,45 1,31 1,15 1,04 1,00	0,19 0,22 0,26 0,28 0,30 0,34 0,38 0,42 0,44
Радиально-упорый шариковый однорядный	0,014 0,029 0,057 0,086 0,11 0,17 0,29 0,43 0,57	1	0	0,45	1,81 1,62 1,46 1,34 1,22 1,13 1,14 1,01 1,00	0,30 0,34 0,37 0,41 0,45 0,48 0,52 0,54 0,54
Роликовый конический однорядный	-	-	1	0	0,4	-
Для роликоподшипников с короткими роликами Fa=0; X=1; для упорных шарико - и роликоподшипников Fr=0, Y=1.

Коэффициент вращения для внутреннего кольца V=1; наружного V=1,2. Коэффициент безопасности при спокойной нагрузке на подшипник Kб =1; при нагрузке с умеренными толчками Kб =1,3…1,8; при нагрузке с сильными ударами Kб =2…3. Температурный коэффициент зависит от рабочей температуры подшипника: при t ≤ 125о С Kt=1; при t ≤ 125…250о С Kt =1,05…1,4.

Осевая нагрузка Fа на радиально-упорный подшипник определяется с учётом осевой составляющей S радиальной нагрузки Fr. Для радиальных и радиально-упорных подшипников

. (7.17)

Для конических роликоподшипников

, (7.18)

где е – коэффициент осевого нагружения, зависящий от угла контакта α подшипника. Осевая нагрузка на каждый из двух подшипников вала может быть определена по следующим формулам:

при S1 ≥ S2 и Fa ≥0 Fa1 = S1;

при S1 < S2 и Fa ≥ S2 – S1 Fa1 = S1+ Fa; (7.19)

при S1 < S2 и Fa ≤ S2 – S1 Fa1 = S2 – Fa, Fa2 = S2.

3.  По динамической нагрузке и требуемой долговечности подшипника по формулам или с помощью таблиц справочников определяют динамическую грузоподъёмность С подшипника.

, (7.20)

откуда

, (7.21)

где m=3 для шарикоподшипников и m=10/3 для роликоподшипников.

Долговечность подшипника может быть определена по формуле

. (7.22)

4.  По диаметру вала под подшипником и динамической грузоподъёмности С по ГОСТу выбирают соответствующий подшипник.

Минимальная долговечность подшипников качения редукторов общего назначения должна быть для зубчатых 10000 часов, для червячных – 5000 часов. Предпочтительно, чтобы долговечность должна быть равна регламентированному ГОСТом ресурсу редуктора, который для зубчатых редукторов равен 36000 часов, а для червячных – 20000 часов.

Задача 7.1. По заданным геометрическим параметрам вала, крутящему моменту, размеру зубчатых колес требуется выполнить расчет вала на статическую прочность и выносливость, а также подобрать и рассчитать на динамическую грузоподъемность подшипники качения. Направление сил, действующих на вал, определяется расположением сопряженных зубчатых колес, показанных на рисунке 7.1.

Рисунок 7.1.

Таблица 7.3. – Исходные данные

Величина	Варианты
	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
T, Hм	240	250	260	270	280	290	300	310	320	330
d1, мм	100	100	110	110	120	120	130	130	140	140
d2, мм	50	50	55	55	60	60	65	65	70	70
l1, мм	40	40	40	45	45	45	50	50	50	50
l2, мм	50	50	50	55	55	50	60	60	60	60
l, мм	180	180	180	190	190	190	200	200	200	210
n, мин-1	120	120	120	150	150	150	200	200	200	200

Практическое занятие №8. Проектирование основных элементов привода

8.1. Порядок расчёта приводных устройств

Проектирование приводных устройств производят в следующей последовательности:

1.  Выбор электродвигателя.

2.  Кинематический расчёт привода.

3.  Расчёт зубчатой передачи (цилиндрической, конической, червячной).

4.  Расчёт передаточного механизма (ременная, цепная передача).

5.  Определение конструктивных размеров корпуса редуктора.

6.  Расчёт валов на прочность и жёсткость.

7.  Расчёт и подбор подшипников.

8.  Подбор и проверка прочности шпонок.

9.  Смазывание зубчатого зацепления и подшипников.

10.  Компоновка редуктора.

Порядок и сущность расчёта приводных устройств, зубчатых передач, валов, подшипников и шпонок рассмотрены выше (практические занятия № 4–7). Рассмотрим, по каким критериям подбирают двигатель к приводу, как производят расчёт кинематических характеристик привода, определяют конструкцию корпуса редуктора и осуществляют его смазку.

8.2. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода