Проверка подшипников

Предварительно был подобран подшипник роликовый радиально-упорный 7204 с динамической грузоподъёмностью С_rтаб =18,7 кН.

Расстояние смещения точки приложения реакции в подшипнике от широкого торца наружного кольца:

Расстояния от точек приложения сил, действующих в конической и цилиндрической зубчатых передачах, до точек приложения реакций в подшипниках определяются по формулам, мм:

,

,

.

Сумма моментов всех сил относительно точки В в вертикальной плоскости (рис. 6.15):

: ,

откуда

(Н).

Сумма моментов всех сил относительно точки В в горизонтальной плоскости: : ,

откуда (Н).

Полная радиальная реакция в подшипнике А:

(Н).

Сумма моментов всех сил относительно точки А в горизонтальной плоскости:

: ,

откуда (Н).

Сумма моментов всех сил относительно точки А в вертикальной плоскости:

: ,

откуда (Н).

Полная радиальная реакция в подшипнике В:

(Н).

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку на подшипники.

Коэффициент влияния осевого нагружения для выбранного типа подшипника е= 0,36.

Осевая составляющая радиальной нагрузки R_s каждого подшипника:

(Н),

(Н).

Определяем осевую нагрузку каждого из подшипников:

(Н), (Н).

Вычисляем отношение осевой нагрузки к радиальной для каждого из подшипников: , .

Эквивалентную радиальную нагрузку на подшипник В определяем по формуле, Н:

Эквивалентную радиальную нагрузку на подшипник В определяем по формуле, Н: (Н).

Наиболее нагруженным подшипником промежуточного вала является подшипник А.

Определим динамическую грузоподъёмность С_r для наиболее нагруженного подшипника:

.

Предварительно подобранный подшипник подходит.

Уточнённый расчёт вала на выносливость

Уравнения изгибающих моментов по участкам в горизонтальной плоскости (рис. 6.15). Участок d (0£ x £ d): ,

при x= 0: ; при x=d (Н×мм).

Участок e (0£ x £ e): ,

при x= 0: (Н×мм);

при x=e (Н×мм).

Участок c (0£ x £ f): ,

при x= 0: ; при x=f:

.

Уравнения изгибающих моментов по участкам в вертикальной плоскости.

Участок d (0£ x £ d): .

при x= 0: ; при x=d: (Н×мм).

Участок e (0£ x £ e): ,

при x= 0: (Н×мм);

при x=e: (Н×мм).

Участок f (0£ x £ f): ,

при x= 0:

(Н×мм);

при x=f:

Определим значения суммарного изгибающего момента под коническим колесом быстроходной ступени:

(Н×мм),

(Н×мм),

и шестерней тихоходной ступени:

(Н×мм).

Наибольший суммарный изгибающий момент Н×мм действует в сечении под шестерней тихоходной ступени.

Проверку проводим по наиболее нагруженному сечению под шестерней тихоходной ступени.

Предел выносливости материала вала при симметричном цикле напряжения изгиба МПа.

Предел выносливости материала вала при симметричном цикле напряжения кручения МПа.

Определим амплитуду и среднее значение цикла изменения нормальных напряжений.

Осевой момент сопротивления сечения вала, мм³:

.

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, тогда амплитуда цикла, МПа:

.

При симметричном цикле изменения напряжений среднее значение цикла .

Определим амплитуду и среднее значение цикла изменения касательных напряжений.

Полярный момент сопротивления сечения вала, мм³:

.

Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, тогда амплитуда и среднее значение цикла, МПа:

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений: , .

Коэффициенты, учитывающие масштабный фактор, , .

Для шлифованных поверхностей коэффициент, учитывающий влияние качества обработки, .

Коэффициенты, учитывающие влияние асимметрии цикла напряжений на прочность вала при изгибе, и кручении .

Определяем для опасного сечения коэффициенты запаса выносливости по нормальным и касательным напряжениям:

;

.

Общий коэффициент запаса выносливости:

.

Прочность вала обеспечена.

Дата добавления: 2015-04-24