Детали машин - Батурин А.Т.
Скачать (прямая ссылка):
5. Наконец, фиг. 173 представляет кронштейн, прикрепленный болтамв к стене Установленный на кронштейн подшипник скрепляется с ним болтамя с квадратными головками, могущими перемещаться вдоль кронштейна.
После выбора конструкции опоры и установления размеров ее частей необходимо произвести пронерочный расчет:
а) па смятие кладки, допуская [а]См <'10 кГ/см*;
б) болтов, прикрепляющих кронштейны к стене (§ 27, случай 5);
в) отдельных частей опор на изгиб в опасных сечениях, допуская для чугунного литья СЧ 12-28 [а]и < 300 кГ/см2 и т. д.
§ 44. ЧИСЛОВЫЕ ПРИМЕРЫ
Пример 33. Стержень крюка грузоподъемностью Q = 20 T опирается на траверсу при посредстне упорного шарикоподшішника. Определить требуемый размер подшипника легкой серии.
Решение. Выбор шарикоподшипника при статической нагрузке производится по соотношению
Q < Qcm-
По табл. 26 выбираем подшипник № 8311 (d = 55 мм), имеющий Qcm = 20 000 кГ.
Пример 34. Шпиндель сверлильного станка d = 50 мм несет осевую нагрузку Q = 800 кГ и делает п — 300 об/мин. Подобрать для него упорный шарикоподшипник, если желательная долговечность h ~ 10 000 час.
Решение. Определим требуемый коэффициент работоспособности С по формуле (77), где А = 800 кГ; п = 300 об/мин; h = = 10 000 час; ко принимаем 1,1 (металлорежущие станки); имеем
C = A (nh)0-3 к6 = 800 (300 • 10 000)с'3 • 1,1. Логарифмируя, найдем
Ig С = Ig800 + 0,3 lg3-10«+ Ig 1,1; IgC = 4,89; С = 77 630.
По табл. 26 подходящим будет упорный однорядный шарикоподшипник № 8310, у которого С = 108 000 и предельное п = = 2500 об/мип. Выбранный подшипник будет иметь расчетную долговечность выше памечештой (желаемой).
Пример 35. Радиальный однорядный шарикоподшипник № 312, работая при п = 400 об/мин, несет радиальную иагрузку /7= 600 кГ п осевую А = 90 кГ. Нагрузка постоянная, спокойная; вращается внутреннее кольцо. Какова теоретическая долговечность этого подшипника?
198
ОПОРЫ ОСЕЙ И ВАЛОВ
ЧИСЛОВЫЕ ПРИМЕРЫ
199
P е ш О н и е.
1. Для указанного шарикоподшипника № 312 по табл. 22 коэффициент работоспособности С = 94 ООО.
2. Определяем расчетную нагрузку Q по формуле (76):
Q = (RkK + mA)kJcT.
По условиям работы принимаем /(6=1; кк = 1; к? — 1,0; для данного типа подшипника т = 1,5, а потому
Q = 600 + 1,5 • 90 = 735 кГ.
3. По формуле (75) имеем 94 ООО = 735 (400/г)0-3, откуда
(400/г)0'3 =^g° = 128. Логарифмируя, найдем 0,3 Ig (400/г) = Ig 128 = 2,107; Ig 40 OA = -^y- = 7,023; 400/г = 1054-104,
откуда
, 1054¦1O1 „„ .„п
tl = —TT^— = 26 400 час-
400
Пример 36*. Вал зубчатой передачи установлен на радиально-упорных шарикоподшипниках (фиг. 174). Нагрузки, действующие на подшипники, указаны на
схеме. Подобрать подшипники, R1=UODKr К^=550кГ
если желаемая долговечность I I
h = 5000 час. и диаметр вала * fl-150K '
в месте посадки подшипников ^- '--^
d = 50 мм. Угловая скорость
вала п = 650 об/мин. Коэффи- to- 174-
циент безопасности ко = 1,4.
Решение. Очевидно более нагруженным является правый подшипник (на него действует осевая нагрузка и он же воспринимает большую радиальную нагрузку).
Определяем условную (приведенную) нагрузку подшипника 2 (правого) по формуле
Q2 = [RJc11 + т (А - S2 + S1)} кТкб.
Ориентируясь на применение подшипников типа 46 000, принимаем m = 0,7. Учитывая, что вращается внутреннее кольцо под-
* Данные для примера (с небольшими изменениями) заимствованы из учебного пособия Г. М. M ц к о в и ч, В. А. Киселев и др., Сборник задач и примеров расчета деталей машин, Машгиз, 1957.
200
ОПОРЫ ОСЕЙ И ВАЛОВ
шипника имеем кк = 1,0. При температуре подшипника ниже 100° kT = 1,0.
Осевые составляющие от радиальных нагрузок:
51 = 1,3Ai tg ? = 1,3 ¦ 40 0 ¦ tg 26° = 253 кГ;
52 = 1,3R2 tg ? = 1,3 • 550 tg 26° = 348 кГ.
Условная нагрузка подшипника
(J8 = 1550+ 0,7(150 —348+ 253)] 1,4== 824 кГ.
Определяем требуемый коэффициент работоспособности подшипника:
Строб = Q2 И)0,3 = 824 (650 • 5000)0,3 = 74 000.
По табл. 24 принимаем подшипник средней серии №46310, имеющий С = 80 000. Подшипник легкой серии требуемого диаметра (№ 46210) имеет недостаточный коэффициент работоспособности. Левый подшипник принимаем того же типоразмера.
Пример 37. На фиг. 150 дан чертеж подвесного подшипника с чугунными вкладышами. Принимая диаметр вала d =60 мм, длину вкладышей / = 240 мм и допуская удельное давление на вкладыш \q] = 8 кГ/см2, проверить прочность подвески в тавровом сечении тп с размерами, указанными на фиг. 175.
Решение.
1. Определяем допускаемую нагрузку на подшипник:
[P] = [q\dl = 8-6-24 = 1152 кГ;
на эту нагрузку P = [P] и будем вести расчет, предполагая, что она действует вертикально.
2. Приложив в центре тяжести сечения тп (фиг. 150) две силы Pi u P-I, причем P1=P^= Р, мы получим пару с моментом М, составленную силами P и Pi и изгибающую подвеску, и силу Р-2, растягивающую подвеску в указанном сечении. Для определения напряжений необходимо найти положение точки С — центра тяжести сечения, т. е. расстояние ус. Разбив площадь сечения на два прямоугольника размерами 12 X 80 и 18 X 80 мм, найдем это расстояние по формуле
