Расчет подшипников роликовых конических

Исходные данные

Частота вращения вала n = 244.5 мин^-1.

Внутренний диаметр подшипника d = 70 мм.

Силы, приложенные к валу со стороны зубчатого зацепления:

окружная F_t = 5.097 кН, распорная F_r = 1.891 кН, осевая F_a = 3 кН.

Диаметр делительной окружности зубчатого колеса d₂ = 85.61 мм.

Величина консольной нагрузки F_к=3.12 кН.

Режим нагружения привода - тяжелый.

Температура подшипникового узла до 100 .

Решение

1. Определение опорных реакций.

Вариант конструкции вала с установленными на нем деталями представлен на рис. 3. Вал опирается на два конических роликоподшипника, установленных “враспор”. Первоначально приняты подшипники легкой серии 7214А со следующими параметрами (табл. П.6): наружный диаметр D = 125 мм, С =119 кН, С₀ = 89 кН, a = 27.22 мм.

Определены длины участков, размеры которых показаны на рис. 3: расстояние между внешними торцами подшипников L₀=254.44 мм, расстояние от точки приложения усилия со стороны зубчатого венца до левой опоры

L_З = 0.5(L₀ - 2a) = 0.5(254.44 - 2•27.22) = 100 мм.

Рис. 3. Конструкция и схемы нагружения вала

Консольная нагрузка от муфты приложена к середине шпоночного паза, показанного на хвостовике вала. Расстояние от точки приложения консольной нагрузки до левой опоры L_к=140 мм.

Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

R_2Г = = = 0.303 кН,

R_1Г = F_r - R_2Г = 1.891 - 0.303 = 1.588 кН.

Опорные реакции в вертикальной плоскости:

R_2В = = = 0.364 кН,

R_1В = F_t + F_к - R_2В = 5.097 + 3.12 - 0.364 = 7.853 кН.

Суммарные опорные реакции:

F_r1= = = 8.012 кН,

F_r2= = = 0.474 кН.

2. Расчет подшипника на долговечность

2.1. Параметр осевого нагружения определим по табл. П.6: e=0.43.

2.2. Осевые составляющие от радиальных нагрузок

При нагружении роликового конического подшипника радиальной нагрузкой F_ri возникают осевые составляющие S_i,:

S₁ = 0.83 e F_r1 = 0.83•0.43•8.012 = 2.859 кН,

S₂ = 0.83 e F_r2 = 0.83•0.43•0.474 = 0.169 кН.

2.3. Внешние осевые силы, действующие на подшипники

Поскольку для заданной схемы нагружения выполняется неравенство

F_a > S₁ - S₂ = 2.859 - 0.169 = 2.69 кН,

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

F_a1 = S₂ + F_a = 0.169 + 3 = 3.169 кН, F_a2 = S₂= 0.169 кН.

Расчет подшипника ведем для наиболее нагруженной левой опоры.

2.4. Коэффициент вращения

При вращении внутреннего кольца подшипника V = 1.

2.5. Коэффициенты нагрузки.

Вычислим отношение = = 0.395.

Учитывая, что e = 0.43, примем X = 1, Y = 0.

2.6. Температурный коэффициент

При рабочей температуре подшипника t <105 примем K_Т = 1.

2.7. Коэффициент безопасности

Примем значение коэффициента безопасности K_б = 1.3.

2.8. Эквивалентная динамическая нагрузка

Определяется по формуле (2.6):

P = K_б K_Т (XVF_r1 + Y F_a1) = 1.3•1(1•1•8.012 + 0) = 10.416 кН.

2.9. Долговечность подшипника при максимальной нагрузке.

L_h= = = 273499 ч,

где m=10/3 - показатель степени кривой усталости для роликоподшипников.

2.10. Эквивалентная долговечность подшипника

L_E = = = 581913 ч,

где _h= 0.47 - коэффициент эквивалентности для тяжелого режима нагружения (см. табл. 4.6).

Поскольку L_E >12500 ч, то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы.

Поиск по сайту: