Документ: Элияшевский, И. В. Типовые задачи и расчеты в бурении учеб. пособие, страницы 251-255

радиальной и осевой нагрузок; числовые значения коэффициента т указаны в табл. 44. Согласно данным примечания к табл. 44, при

-д > 5 осевую нагрузку можно не учитывать. В нашем случае

R	35 280	^	г
— =	■	>	5, однако при решении задачи осевая нагрузка уч-
тена.	LiУои
тена.	Принимаем т = 3,5; К& — динамический коэффициент, учи

тывающий влияние динамических условий работы подшипников. Значения коэффициента К 6 приведены в табл. 45. Принимаем К(, =

=	1,3; п 1 — число оборотов			быстроходного вала ротора.		При числе
оборотов		стола ротора	п =	23 об/мин	и передаточном	отношении
i =	3,22	п1 — 23-3,22	= 74,5 об/мин.		Принимаем щ =	75 об/мин;

КТ — коэффициент, учитывающий влияние температурного режима

Т а б л и ц а 45

Значение коэффициента Л'3

Характер нагрузки на подшипник

Спокойная нагрузка, толч ки отсутствуют

Легкие толчки, кратковре менные перегрузки до 125% от нормальной (расчетной) нагрузки

Умеренные толчки

Вибрация, кратковремен ные перегрузки до 150% от нормальной (расчетной) на грузки

Нагрузка со значительны ми толчками и вибрацией. Кратковременные перегруз ки до 200% от нормальной

(расчетной) нагрузки Нагрузка с сильными уда

рами и кратковременные пе регрузки до 300% от нор мальной (расчетной) нагруз ки

	Примеры применения подшипников
1	Легкие трансмиссионные валы; мелкие
	водяные насосы; ленточные транспортеры,
1—1,2	работающие под крышей; блоки
	Металлорежущие станки (токарные,
	сверлильные, шлифовальные и фрезерные).
	Машины для обработки хлопка, льна и
	шерсти. Вентиляторы и воздуходувки. Эле
	ваторы и отводящие рольганги мелких
	прокатных станов.
	Внутрицеховой транспорт. Зубчатые ко
	леса со шлифовальными зубьями (ниж
	ний предел К	— при работе в маслиной
1,3—1,5	ванне)
	Редукторы; центрифуги; компрессоры;
	валки мелкосортных станов; электродвига
	тели; тележки	кранов; зубчатые колеса
	с фрезерованными зубьями (нижний пре
ОО Т	дел К ь — при работе в масляной ванне)
	Двигатели внутреннего сгорания; стро

гальные и долбежные станки; крановые крюки; грохоты; трепальные машины; зубчатые колеса с грубообработанными зубьями (нижний предел К &— при работе

в масляной ванне)

1,8—2,5 Рабочие рольганги среднесортных ста

нов; барабаны для очистки окалины; дро билки для руды; машины для обработки глины; дробилки камней; копры; мелкие

ковочные машины 2,5-3,0 Тяжелые ковочные машины; рабочие

рольганги у крупносортных станов, блю мингов, слябингов; рольганги у ножниц и манипуляторов; лесопильные рамы; подшипники в оборудовании, работающем под водой

251

на . долговечность

работы

подшипника.

Значения

коэффициента

К1 в зависимости от температуры приведены в

табл. 46.

Т а б л и ц а 46

Рабочая температура подшипника,

125

150

175

2 0 0

225

250

°С

Кт

1,05

1,1

1,15

1,25

1,35

1,4

Принимаем Кт=

1,05; h — долговечность работы подшипника в ч;

h =

1000 ч.

Подставив значения в формулу, получим

С = (1 • 35 280 + 3,5 •2980) -1,05-1,3 (1000-75)° ,3 =

1800 000.

Зная диаметр быстроходного вала в местах посадки подшипни

ков,

который равен

d — 170 мм,

выбираем

подшипник

№ 3634,

у

которого

С =

1 820 000.

Этот

тип

под

шипников выбираем, исходя из тех сообра

жений, что они являются двухрядными

роликовыми сферическими и самоцентри-

рующимися подшипниками, допускают боль

шую

деформацию

валов.

Задача

146. Подшипники быстроходного

вала ротора, выбранные в задаче 145, рас

считать на контактную прочность.

Решение. Максимальные напряжения,

которые возникают при работе двухрядных

радиальных сферических роликовых под

шипников,

можно определить по формуле

рядного

сферического

<W = 3900 Y

Zd| cos р ’

роликоподшипника

бы

где

R — радиальная нагрузка на подшип

строходного вала ротора.

ник в кгс.

35 280 кгс; z — количество роли

Согласно данным задачи 145, R =

ков; dp — диаметр ролика в см; р — угол контакта.

Схема подшипника приведена на рис. 37. Необходимые данные

для

расчета

берем

из

справочника

«Подшипники качения» И

z —

= 16; dp =

46 мм =

4,6 см; р = 14°. Подставив значения в формулу,

получим

= 3900 Y

16.4^0,97 - 16 600 кгс/см2*

1 См. Р. Д. Бейзельман, Б. В. Цыпкин, Л. Я. Перель. «Подшипники ra'ie*

ния»,

М.,

«Машиностроение»,

1967.

252

Допускаемое контактное напряжение составляет 35 000 кгс/см2. Таким образом, 16 600 < 35 000 (кгс/см2).

Приближенная формула для определения максимального кон тактного напряжения наиболее нагруженного ролика, когда из вестны лишь d — внутренний диаметр подшипника и D — внешний диаметр стандартного подшипника серий 3500 и 3600, имеет следу ющий вид:

<W = 6000 ] /

•

Пусть известно D = 360 мм; d = 170 мм. Подставив значения в фор мулу, получим

<W = 6000 3qT - it2 = 19 680 кгс/см2. 19 680 < 35 000 (кгс/см2).

РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ СТОЛА РОТОРА НА ПРОЧНОСТЬ

Задача 147. Рассчитать радиально-упорный подшипник стола ротора на прочность, если крутящий момент на быстроходном валу составляет М кр — 431 000 кгс-см, передаточное отношение i = 3,22. Остальные данные для расчета взять из задачи 144.

Решение. Вычерчиваем схему стола ротора (рис. 38). Зубчатый венец стола ротора приводится в движение от шестерни быстроходного вала. Окруж ное усилие Рк = 26 800 кгс. Радиаль ное усилие колеса равно осевому уси лию шестерни Тк = А г = 2 980 кгс. Осевое усилие колеса равно радиаль ному усилию шестерни А к = Т =

=9 300 кгс.

Рассмотрим нагрузки, действующие


на	радиально-упорные				подшипники	Рис. 38. Схема усилий, дей
стола		ротора	во	время	бурения от	ствующих на стол ротора от
усилий		Рк, Тк и i K. Пусть, согласно				конической зубчатой передачи.
схеме ^рис. 38,				нижний	подшипник	верхний — дополнительным.
стола		ротора	является		основным,
Проанализируем действие					усилий в горизонтальной и вертикаль
ной	плоскостях.			Для удобства стол ротора поворачиваем на 90°.

Горизонтальная плоскость. Взяв сумму моментов всех сил от

носительно опоры С,	определим реакцию RDr (рис. 39).
		о.
	- Д п -41,5 + Рк.10 = 0.
Я д	Д -10	26 800-10	=6460 кгс.
Я д	41,5	41,5	=6460 кгс.

253

Взяв сумму моментов всех сил относительно опоры D, определим реакцию Rc ■

		= о .
Rcr• 41,5 — Рк • 31,5 = 0.
Рк ■31,5		26 860-31,5	20 340 кгс.
41,5		41,5	20 340 кгс.
41,5		41,5
Проверяем правильность	определения реакций
	^?сг + ^г>г = Рц-
20 340 + 6460 = 26800.
26 800 = 26 800 кгс.
Значит реакции определены правильно.
		W-W0-		3/5

Рис.	39.	Схема для	определения	Рис. 40. Схема	для определения реак
реакций от окружного усилия, дей				ций от усилий	Ак и Тк, действующих
ствующего		на опоры	стола ротора	на стол ротора в вертикальной пло
в	горизонтальной		плоскости.		скости.

Вертикальная	плоскость	(рис. 40).	Определяем реакции Rc
и R п .
	h M DP{ = 0.
Ro -4 1 ,5 -Л к Dср. н. о			■Г*-31,5 = 0.
iK	0 + Тк • 31,5	9 3 0 o i ^ +		2980-31,5
Rc =	41,5		41,5	= 13 920 кгс.

	2 1М СР1= 0.
Rd -U,5 + Tk- 1 0 - A ,			Дер, н. о ■о.
Л D с р .	н. О	104 4
л к-----й----- — Тк • 10		9300	— 2980 • 10
R,	41,5	= ~	41,5	^10 940 кгс.
				-

254

Реакции определены правильно, так как согласно схеме действия усилий

Тк + Rdb= Rcb-

2980 + 110940 = 13920.

13 920 = 13 920.

Определяем суммарные радиальные реакции Rc и RD.

R c = \ / R l r + R c p = 1/20 3402 + 13 9202 = 24 580 кгс.

Rd = Y R dt+ Rdb= V 64602 + 1 0 9402 = 11 830 кгс.

Таким образом, более нагруженной является опора С, которую и бу дем рассчитывать на прочность.

Коэффициент работоспособности радиально-упорного подшип ника определяют по формуле

C = QnpKKK 6K T(nh)°‘3,

где Qnp — приведенная радиальная нагрузка на подшипник, экви валентная одновременному действию радиальной и осевой нагрузок; остальные обозначения те же, что и в задаче 145. Qnp вычисляем по формуле

*?пР = Rc			m (-4 — Sc),
где R c = 24 580;	m==		1
	m==		1
		2,6 tgp *
P — угол давления (контакта); для ротора Р = 45°.
m	1		0,386.
m	2,6-1		0,386.
	2,6-1

А — суммарная осевая нагрузка, действующая на подшипник

A = F —Ак.

Здесь не учитываем вес стола ротора, так как он воспринимается нижним подшипником; F — вертикальное (осевое) усилие трения рабочей трубы по зажиму

F = 4-Pja.

Р г — усилие давления в точках прилегания ведущей трубы к за жиму

MKPi

Р1	2L	’
где Мкр = 431 О00кгс-см; i =	3,22;	L — принимаем приблизи

тельно равной размеру стороны ведущей трубы, L = 15,5 см; р —

255

Материал: Элияшевский, И. В. Типовые задачи и расчеты в бурении учеб. пособие

Смотрите также: