Расчёт редукторных механизмов в трансмиссиях автомобилей. Воронин Н.Н. - 39 стр.

UptoLike

ВУЗ: 

СПбГАСУ | Санкт-Петербург

Составители: 

Рубрика: 

76 77
для упорных и упорно-радиальных шариковых и роликовых подшипников
дд0
КαtgК3,2
maxmax
ar
FFP +=
, (5.28)
где
maxmax
,
ar
FF
– наибольшее значение из всех передач соответственно радиаль-
ной и осевой нагрузок на подшипник (принимают по результатам расчёта по ди-
намической грузоподъёмности), Н;
00
, YX
– коэффициенты соответственно ра-
диальной и осевой нагрузок (табл. 5.7);
д
К
– коэффициент динамичности (см. разд. 1).
Таблица 5.7
Значения коэффициентов X
0
, Y
0
Однорядный Двухрядный
Тип подшипника
α, град
X
0
Y
0
X
0
Y
0
Шариковый радиальный – 0,6 0,50 0,6 0,50
Шариковый и роликовый
сферический, роликовый
радиально-упорный
–
0,5
0,22/
tg
α
1,0
0,44/
tg
α
12 0,5 0,47 1,0 0,94
18...19 0,5 0,43 1,0 0,84
20 0,5 0,42 1,0 0,84
25 0,5 0,38 1,0 0,76
26 0,5 0,37 1,0 0,74
30 0,5 0,33 1,0 0,66
35 0,5 0,29 1,0 0,58
36 0,5 0,28 1,0 0,56
Шариковый радиально-
упорный
40 0,5 0,26 1,0 0,52
2. Статическая грузоподъёмность подшипника.
Для стандартных подшипников значения
r
C
0
приведены в каталогах и спра-
вочниках, для нестандартных подшипников определяют по эмпирическим зави-
симостям, Н:
радиальные и радиально-упорные шариковые
α= cos26,12
2
т0
izDC
r
; (5.29)
сферические шариковые
α= cos33,3
2
т0
izDC
r
; (5.30)
упорные и упорно-радиальные
α= sin49
2
т0
zDC
r
; (5.31)
радиальные, сферические и радиально-упорные роликовые
α= cos57,21
2
т0
lizDC
r
; (5.32)
упорные и упорно-радиальные роликовые
α= sin1,98
2
т0
zlDC
r
. (5.33)
3. Проверяют выполнение условия (5.25).
Пример 5.1. Выполнить проверочный расчёт подшипников вторичного вала
(см. рис. 4.2) коробки передач автомобиля ЗИЛ-130 по следующим исходным
данным:
410
max
=
e
T
Н
⋅
м;
110
=
e
N
кВт;
105000
а
=
G
Н;
90
max
а
=
V
км/ч;
r
К
= 0,49 м;
20001800
дв
...n
T
=
об/мин;
250000
0
=
L
км;
44,7
I
=
U
,
1,4
II
=
U
,
29,2
III
=
U
,
47,1
IV
=
U
,
00,1
V
=
U
,
32,6
0
=
U
; I передача: ча:
191
,0
I
=
d
м,
268,0=a
м,
072,0=b
м,
065,0=c
м; II передача:
162,0
II
=
d
м,
510424
′′′
°=β
,
215,0=a
м,
125,0=b
м; III передача:
127,0
III
=
d
м,
510424
′′′
°=β
, а = 0,117 м,
223,0=b
м; IV передача:
1,0
IV
=
d
м,
510424
′′′
°=β
, а = 0,086 м, b = 0,254 м;
параметры карданной передачи:
062,0
ш
=D
м,
054,0
ш
=d
м, µ = 0,115,
°=γ 17
;
задний подшипник: шариковый, радиальный, однорядный, средней серии, 310,
ГОСТ 8338–75:
2711050 ××=×× BDd
,
5,48=
r
C
кН,
3,36
0
=
r
C
кН; передний
подшипник: ролики
8
т
=D
мм,
20=l
мм,
9=z
, твёрдость поверхности вала подд
телами качения HRC 60.
Выполним расчёт по динамической грузоподъёмности.
Расчётный крутящий момент двигателя
2054105,05,0
max
р.д
=⋅==
e
TT
Н
⋅
м.
Крутящий момент на вторичном валу
i
UTT
р.д
=
(результаты вычислений занесены в табл. 5.8).
Силы в зацеплении зубчатых колёс вычислены согласно разд. 2, составляю-
щие силы от карданной передачи – согласно разд. 4. Направление составляющих
задано таким, чтобы подшипник в опоре B (задний подшипник) был нагружен
максимальной осевой силой.
Приведённая нагрузка на передний подшипник вычислена при V = 1,2
(вращается наружное кольцо), К
б
= 1, К
т
= 1,1; на задний подшипник – при V = 1,
К
т
= 1,1 и К
б
= 1,2 (подшипник расположен вблизи фланца крепления карданного
вала). Значения коэффициентов X и Y определены согласно табл. 5.1.

Страницы