15.4. Выбор подшипников быстроходного вала

Исходные данные: радиальные нагрузки на подшипники F_rА=1231 Н, F_rВ =1156 Н; внешняя осевая нагрузка F_a1= 6373H; частота вращения вала п₁=1455об/мин; диаметр вала под подшипниками d_n= 35 мм; расстояние между подшипниками l= 290 мм; требуемый ресурс подшипников [L_h]=8000 ч; режим работы – умеренные толчки; температура подшипникового узла t<100˚С.

1. На подшипники действуют радиальные и осевые усилия, поэтому назначаем радиально-упорные подшипники.

2. Выбираем схему установки подшипников .

Схема установки радиально-упорных подшипников (в распор, в растяжку, со сдвоенной опорой) назначается в зависимости от вида подшипников (шариковые или роликовые), его внутреннего диаметра d_n и расстояния между подшипниками l.

В нашем случае при d_n=36мм и l=290мм принимаем схему установки подшипников «враспор», для роликоподшипников

.

3. Назначаем типоразмер подшипника. Исходя из того, что диаметр вала под подшипник равен d_n=35мм и что осевая нагрузка F_a1= 6373Н, назначаем Радиально-упорный подшипник средней серии: типоразмер 36307, имеющий d_n=35мм, D = 80 мм, B = 21 мм, динамическую грузоподъемность С = 34.3 кН, статическую грузоподъемность С₀ = 27 кН.

4. Определяем основные составляющие радиальных нагрузок на подшипники.

Индекс I присваивается подшипнику, у которого осевая составляющая совпадает с направлением F_a. В нашем случае индекс I присваивается опоре А.

Для радиально-упорных подшипников S =0,83∙е·F_r;

S_I = 0,83 ·0,2851231= 291 Н.

S_II = 0,83 ·0,2851156= 273Н.

Находим значения осевых нагрузок.

∑S = S_I – S_II + F_a = 291- 273+ 6373 =6391> 0

Тогда F_aI = S_I=291Н.

F_aII = S_I + F_a = 291+ 6373 = 6664 Н.

1. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку Fэ. При переменном режиме нагружения, заданном графиком (см задание), для подшипников редуктора имеем:

Fэ = Fэ.ном · К_h;

где: K_h – коэффициент долговечности.

K_h = ;

Здесь:

l_hi – продолжительность работы подшипника при действии нагрузки от Т_i;

l_h – требуемый срок службы подшипника; l_h = ∑l_hi.

K_h = ; в нашем случае: K_h= ;

Номинальная эквивалентная нагрузка F_{э. ном} определяется по зависимости:

F_э.ном = (Х · V · F_r + Y· F_a) · К_δ · К_t;

где:

V – кинематический коэффициент, учитывающий снижение долговечности при неподвижном внутреннем кольце подшипника, V = 1 при вращающемся внутреннем кольце подшипника;

К_δ – коэффициент безопасности, определяют по [2. с. 339], при нагрузке с слабыми толчками К_δ = 1,4

К_t – температурный коэффициент, К_t = 1 при t < 100 C˚

F_rI = 1231 H, F_rII = 1156H, F_aI = 291H, F_aII = 6664H. Y, X – коэффициенты осевой и радиальной нагрузки, назначаемые для радиально-упорных подшипников в зависимости от отношения ;

В нашем случае:

для подшипника I: < е = 0,285; Тогда Х = 1; Y = 0;

для подшипника II: < е = 0,285; Тогда Х = 1; Y = 0;

Таким образом: F_э.ном = (Х · V · F_r + Y· F_a) · К_δ · К_t;

F_{э.ном I} = (1·1231 + 0) · 1,4 · 1 = 1723.4 Н;

F_{э.ном II} = (1 · 1156 + 0) · 1,4 ∙ 1 = 1618.4 Н;

Так как наиболее нагруженным оказался подшипник I (опора А), то все дальнейшие расчеты будут производиться для этого подшипника.

F_э = 1723.1· 0,914 = 1574 Н;

Расчетная долговечность назначенного подшипника в опоре B:

L_h = a₁ · a_{23 ·}

а₁ – коэффициент зависит от уровня надежности. а₁ = 0,6;

а₂₃ – коэффициент учитывающий совместное влияние качества металла и условий эксплуатации, зависит от типа подшипника и расчетных условий,

а₂₃ = 0,9

L_h = 0,6 · 0,9 _· = 64000 ч > [L_h] =8000 ч, что удовлетворяет требованиям