На головну

VIII. Перевірка довговічності підшипників

  1. II. Перевірка і усунення затираний рухомий системи РМ.
  2. Text VIII.
  3. Text VIII. HIV
  4. Text VIII. Influenza
  5. Unit VIII. Negotiating skills
  6. V. Самоперевірка
  7. V. Перевірка гіпотези Про закон розподілу.

Ведучий вал (див. Рис. 12.16).

Сили, що діють в зачепленні: Ft = 2940 Н; Fr1 = Fa2 = 1020 Н і Fa1 = = Fr2= 322 Н.

Перший етап компонування дав f1 = 73 мм і с1 = 120 мм.

Реакції опор (ліву опору, що сприймає зовнішню осьову силу Fа, Позначимо індексом «2»),

У площині ХZ

 
 


Перевірка:

У площині Уz

Перевірка: Ry2 - Ry1 + Fr = 505 - 1525 + 1020 = 0.

сумарні реакції

Осьові складові радіальних реакцій конічних підшипників по формулі (9.9)

тут для підшипників 7208 параметр осьового навантаження е = 0,38.

Осьові навантаження підшипників (див. Табл. 9.21). У нашому випадку S1 > S2; Fa> 0; тоді Pаl = S1 = 1590 Н; Ра2 = S1 + Fa = 1590 + 322 = 1912 Н.

Розглянемо лівий підшипник.

 
 


Ставлення тому слід враховувати осьову наг-

рузке.

Еквівалентна навантаження по формулі (9.3)

 
 


для заданих умов V = Кб = Дот = 1; для конічних підшипників при

коефіцієнт X = 0,4 і коефіцієнт Y = 1,565 (див. Табл. 9.18 і П7 додатки)

еквівалентна навантаження РЕ2 = (0,4 ? 1860 + 1,565 ? 1912) = 3760Н = 3,76 кН.

Розрахункова довговічність, млн. Про [формула (9.1)]

Розрахункова довговічність, ч

де п = 974 об / хв - частота обертання ведучого вала.

Розглянемо правий підшипник.

 
 


Ставлення тому при підрахунку еквівалентної

навантаження осьові сили не враховують.

еквівалентна навантаження

Розрахункова довговічність. млн. об.,

Розрахункова довговічність, ч

Знайдена довговічність прийнятна.

Ведений вал (див. Рис. 12.17).

З попередніх розрахунків Ft = 2940 Н; Fr = 322 Н и Fa = 1020 Н.

Навантаження на вал від ланцюгової передачі Fвх = 3978 Н. Складові цього навантаження Fвх = Fву = Fвsing = 3978 ? sin 45 ° »2800 Н.

Перший етап компонування дав f2 = 71 мм, с2 = 159 мм і l3= 100 мм.

Реакції опор (праву опору, що сприймає зовнішню осьову силу Fa), Позначимо парних індексом цифрою 4 і при визначенні осьового навантаження цей підшипник будемо вважати «другим» (див. Табл. 9.21).

Подальший розрахунок аналогічний розрахунку ведучого вала.

Реакції в площині xz:

Реакції в площині yz (Для їх визначення слід знати ще середній діаметр колеса d2= mz2 = 3,43 ? 79 = 271 мм):

Еквівалентні навантаження:

Так як в якості опор веденого вала застосовані однакові підшипники легкої серії 7211, то довговічність визначимо для більш навантаженого правого підшипника.

 
 


Ставлення тому осьові сили не враховуємо.

еквівалентна навантаження

Розрахункова довговічність, млн. Об.

Розрахункова довговічність, ч

тут п = 306 об / хв - частота обертання веденого вала.

Отримана довговічність більш необхідної. Підшипники 7211 прийнятні.

IX. Другий етап компонування редуктора (рис. 12.18)

У розвиток першої компонування тут викреслюють вали з насадженими на них деталями; розміри мазеудержівающіе кілець, настановних гайок і шайб, кришок і ущільнень визначають за таблицями гл. IX; розміри шпонок - за таблицями гл. VIII.

Діаметри ділянок валів під зубчасті колеса, підшипники та ін. Призначають відповідно до результатів попереднього розрахунку і з урахуванням технологічних вимог на обробку і складання.

Взаємне розташування підшипників фіксуємо розпірною втулкою і настановної гайкою М39 х 1,5 з запобіжної шайбою. Товщину стінки втулки призначають (0,1?0,15) dп; приймаємо її рівною 0,15 ? 40 = 6 мм.

Сполучення мазеудержйваюшего кільця із суміжними деталями винесено на рис. 12.18 (місця I и IV). Мазеудержіваюшіе кільця встановлюють так, щоб вони виходили за торець склянки або стінки всередину корпусу на 1-2 мм.

Підшипники розмішати в склянці, товщина стінки якого dст = (0,08?0,12) D, де D - Зовнішній діаметр підшипника: приймемо dст = 0,12 ? 80 »» 10 мм.

Для фіксації зовнішніх кілець підшипників від осьових переміщень у склянки зроблений упор величиною К = 6 мм (див. Місце I).

У другого підшипника зовнішнє кільце фіксуємо торцевим виступом кришки підшипника через кільце розпору.

Для полегшення посадки на вал підшипника, прилеглого до шестерні, діаметр валу зменшуємо на 0,5 - 1 мм на довжині, дещо меншою довжини распорной втулки.

Окреслюємо всю внутрішню стінку корпусу, зберігаючи величини зазорів, прийнятих в першому етапі компонування: х = 10 мм, у2 = 20 мм і ін.

використовуючи відстані f2 и с2, викреслює підшипники (нагадаємо, що радіальні реакції радіально-наполегливих підшипників вважають прикладеними до валу в точках, які зрушені від таврованих торців підшипників на відстань a; см. табл. 9.21).

Для фіксації зубчасте колесо впирається з одного боку в потовщення валу ?68 мм (див. Рис. 12.18, місце II), А з іншого - в мазеудержівающіе кільце; ділянку валу ?60 мм робимо коротше маточини колеса, щоб мазеудержівающіе кільце ?55 мм впиралося в торець колеса, а не в подушка валу; перехід вала від ?60 мм до ?55 мм зміщений на 2 - 3 мм всередину зубчастого колеса.

Наносимо товщину стінки корпусу dк = 10 мм і визначаємо розміри основних елементів корпусу (див. Гл. X).

Визначаємо глибину гнізда під підшипник lг»1,5Т2 = 1,5 ? 23 = 35 мм (Т2 = 23 мм - ширина підшипника 7211, зазначена на с. 350).



Попередня   110   111   112   113   114   115   116   117   118   119   120   121   122   123   124   125   Наступна

XV. збірка редуктора | ПІДВИЩЕНОЇ ТВЕРДОСТІ | І клинопасової передачі | I. Вибір електродвигуна | III. Розрахунок зубчастих коліс редуктора | Редуктора і вибір підшипників | I. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок | II. Розрахунок зубчастих коліс редуктора | III. Попередній розрахунок валів редуктора | V. Конструктивні розміри корпусу редуктора |

© um.co.ua - учбові матеріали та реферати