По формуле, при а1=1 и а2=1 находим динамическую грузоподъемность:
Н
Проверяем подшипник по статической грузоподъемности. По формуле, при Xо=0,5 и Yо=0,4 с учетом двукратной перегрузки:
Ро=2(0,5×6991,94+0,3×266,17)=7201,88 Н<Со=18700 Н
Условие соблюдается.
9.3. Выходные валы (третий и четвертый).
Используя данные предыдущих расчетов: диаметр в месте посадки подшипников dп=40 мм, п =534,6 мин-1, режим нагрузки II, допускаются двукратные кратковременные перегрузки, температура подшипника t<100 С°: D=90, B=23, r=2,5.
Решение: Учитывая сравнительно небольшую осевую силу Fа, предварительно назначаем шариковые упорные подшипники средней серии, условное обозначение 308, для которых по каталогу С =31900 Н, Со =22700 Н. Выполняем проверочный расчет только подшипника правой опоры, как наиболее нагруженного. Определяем эквивалентную нагрузку по формуле. Предварительно находим:
Fa/Со =0/22700= 0
По таблице находим е=0,19 и далее при V=1 (вращается внутренне кольцо):
Fа/(V×Fr)= 0/9050,44= 0<е.
При этом Х=1, У=0. По рекомендации к формуле, принимаем Кб= 1,3, КТ=1.
По формуле находим нагрузку:
РГ= (1×1×9050,44)×1,3=11765,57 Н.
По таблице Кне= 0,25; по формуле: m=3
суммарное
время работы подшипника
LhE=KНЕ×Lh=0,25×6214,64=1553,66 ч– эквивалентная долговечность
По формуле находим ресурс:
LE=60×10-6×LhE=60×10-6×1553,66=4,98 млн. об.
По формуле, при а1=1 и а2=1 находим динамическую грузоподъемность:
Н
Проверяем подшипник по статической грузоподъемности. По формуле, при Xо=0,6 и Yо=0,5 с учетом двукратной перегрузки:
Ро=2(0,6×9050,44+0,5×0)=10860,53 Н<Со=22700 Н
Условие соблюдается.
10. Расчет посадки.
Подобрать посадку, обеспечивающую соединение цилиндрического зубчатого колеса с валом, по следующим данным. Соединение нагружено моментом Т=338,05 Н м и осевой силой Fa=266,17 Н. Диаметр соединения d=35 мм, условный наружный диаметр ступицы d2=72 мм, вал сплошной (d1=0), длина ступицы /=90 мм. Центр колеса отлит из стали 35Л (sT=280 МПа), вал изготовлен из стали 45ХН (sТ=600 МПа), допускается 2-й или 3-й класс точности изготовления, шероховатости вала и отверстия Rz1=Rz2=6,3 мкм, сборка осуществляется прессованием. Допускается вероятность безотказной работы или коэффициент надежности Р=0,97.
Решение: По формуле, принимая f=0,1 и К=2, определяем давление p, обеспечивающее передачу заданной нагрузки:
МПа
где Ft = 1404,62 Н.
Определяем расчетный натяг по формуле (7.5):
мм
где С1= 12-0,3 =0,7;
С2=(62,52+352)/(62,52-352)+0,3=2,2
По формуле определяем потребный минимальный натяг:
(Nmin)расч³N+u=0,0023+0,015=0,0173 мм,
где и= 1,2 (6,3 +6,3)» 15 мкм=0,015 мм.
По таблицам стандарта этот минимальный вероятностный натяг может гарантировать посадка Æ 35Н7/s6, для которой отклонения отверстия 0 и +30 мкм; отклонения вала +43 и +59 мкм; наименьший натяг (Nmin)таб=0,043-0,030 =0,013 мм; наибольший натяг (Nmin)таб =0,059-0=0,059 мм.
Отмечаем, что (Nmin)табл < (Nmin)расч. Проверяем условие прочности с учетом заданной вероятности отказа:
N=0,5(0,013+0,059)=0,036 мм, TD =0,030-0 =0,030 мм, Td=0,059-0,043=0,016 мм], С=0,31:
мм; 
мм.
При этом Nрmin>(Nmin)расч — условие прочности соединения удовлетворяется.
Допустимость посадки по условиго прочности деталей проверяем по формулам.
Удельное давление, вызывающее пластические деформации в деталях:
для
ступицы
для вала.
Максимальный расчетный натяг посадки находим по формуле:
N’=Nрmax-и=0,0456-0,015=0,0315 мм.
Соответствующее этому натягу давление:
р'=рN'/N= 4,8×0,0315/0,0023 = 64,74 МПа <рT
Следовательно, намеченная посадка при наибольшем вероятностном натяге не вызывает пластических деформаций в посадочных поверхностях ступицы и вала. Перерасчет прочности соединения с учетом возможных пластических деформаций не требуется.
В заключение отметим, что расчет с учетом вероятности безотказной работы Р=0,97 позволил повысить допускаемую нагрузку в ~1,5 раза.
11. Проверка муфты.
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.