Рассчитываемого зубчатого

За расчетную осевую нагрузку радиаль-но-унорного подшипника при отсутствии внешней осевой нагрузки на вал принимают осевую составляющую радиальной нагрузки другого подшипника, если она больше осевой составляющей рассчитываемого подшипника.

При действии на вал осевой нагрузки Fa, передаваемой на подшипник А, расчетная осевая нагрузка подшипника FА = = Fa-\-Sn^-SA, где SA и SH — осевые составляющие радиальных нагрузок рассчитываемого подшипника А и подшипника В.

Решив уравнение (1) относительно pav и подставив значение допустимой температуры эксплуатации [•&„] (в °С), получим формулу для определения допустимых режимов эксплуатации рассчитываемого подшипника (в МПа-м/с)

При расчете теплоотвода вал рассматривают как стержень постоянного сечения [37]. В общем случае вал простирается в обе стороны от рассчитываемого подшипника. Следовательно, необходимо суммировать количество тепла, отводимые обоими отрезками вала,

Рис. 47. Схема температурного поля от сторонних источников при рачличном их расположении относительно рассчитываемого подшипника:

По расположению относительно рассчитываемого подшипника источники нагрева можно разделить на три группы:

Сторонними источниками этих групп, влияние которых следует учитывать при тепловом расчете полимерных подшипников, в первую очередь являются другие подшипниковые узлы. Если рассчитываемый подшипник и сторонний источник находятся на одном валу, то имеется такое сечение вала, в котором температура нагрева от работы рассчитываемого подшипника равна температуре нагрева от работы стороннего источника. Это сечение играет роль адиабатической стенки, дальше которой тепло от рассчитываемого подшипника не распространяется. На рис. 47, а расстояние от подшипника до этого сечения обозначено через а, а его температура — через Фа. Таким образом, влияние стороннего источника, относящегося ко 2-й группе по своему расположению относительно рассчитываемого подшипника, можно свести к ограничению теплоотводящей длины вала, что повлечет за собой снижение параметра теплоотвода через вал [по формуле (4а) и рис. 46].

Если сторонний источник расположен в одной стенке с рассчитываемым подшипником (рис. 47, б), то он ограничивает площадь распространения тепла от подшипника. В какой-то точке на расстоянии а от подшипника наблюдается равенство температур, наводимых от работы рассчитываемого подшипника и стороннего источника. Можно представить, что через эту точку проходит адиабатическая стенка, причем угловая протяженность этой стенки равна-»-, т. е. один

При учете влияния сторонних источников 2 и 3-й групп на снижение тепло-отводящей способности узлов важно найти расстояние от рассчитываемого подшипника до адиабатической стенки.

На рис. 48 и 49 приведены рассчитанные зависимости расстояния до адиабатической стенки от расстояния до стороннего источника для крайних из реально возможных значений параметра m = 5 и 8 и отношений р = = (Pav)i,/(pav)n = 0,3— 2,0, где (раи)и—значение pav, при котором эксплуатируется термопластичный подшипник, рассматриваемый в качестве стороннего источника, (pav)n— значение pav, при котором эксплуатируется рассчитываемый подшипник. При более низких относительных значениях (рау)и влияние источника не будет ощущаться. При более высоких значениях {5 расчет, по-видимому, целесообразно начинать с подшипника, рассматриваемого в качестве стороннего источника, тогда работоспособность рассчитываемого подшипника будет обеспечена с гарантией.

При наличии стороннего источника 2-й группы, условия теплоотвода которого одинаковы с условиями теплоотвода рассчитываемого подшипника (например, при работе обоих подшипников в стенках корпусной детали или в качестве опор зубчатых колес близких габаритов), для нахождения расстояния до адиабатической стенки достаточно воспользоваться рис. 49. В табл. 50 даны рекомендуемые значения поправочных коэффициентов, которые следует учиты.

здесь 1>п — число одинаковых зубчатых колес, сцепляющихся с одноименными профилями рассчитываемого зубчатого колеса и передающих равные нагрузки; /{. — продолжительность работы под нагрузкой за полный срок службы (см. рис. 21, а). При ую — YM — 1

где М — вращающий момент на валу рассчитываемого зубчатого

где k и <7 — безразмерные коэффициенты, зависящие от формы зуба. Последняя в свою очередь зависит от так называемого угла зацепления а (в стандартном зацеплении а=20°) и от числа зубьев z рассчитываемого зубчатого колеса.

вращающий момент на валу рассчитываемого зубчатого — его число зубьев; т — модуль зубьев.

где k и q — безразмерные коэффициенты, зависящие от формы зуба. Последняя в свою очередь зависит от так называемого угла зацепления aw (в стандартном зацеплении угол зацепления aw равен углу профиля рейки а = 20°) и от числа зубьев z рассчитываемого зубчатого колеса.

здесь Yn —число одинаковых зубчатых колес, сцепляющихся с одноименными профилями рассчитываемого зубчатого колеса и передающих равные нагрузки; (^ — продолжительность работы под нагрузкой за полный срок службы (см. рис. 21, а). • .

Допускаемые контактные напряжения сдвига для прямозубых колёс: а) При твёрдости поверхностного слоя стальных зубьев рассчитываемого зубчатого колеса Нв < 350 кг/мм2

где
где а — число зацеплений каждого зуба рассчитываемого зубчатого колеса за один его оборот ; пср — среднее (по времени) число оборотов в минуту рассчитываемого зубча-

Если для рассчитываемого зубчатого колеса Nn > 107, то при твёрдости этого колеса Нв < 350 кг/мм2 следует принимать А/ч=107.

Если для рассчитываемого зубчатого колеса NU, > Ю7, то при твёрдости этого колеса Л/в<350 следует принимать Л^ч = 10". При работе мягкого или среднетвёрдого (Нв <250) колеса с шестерней, зубья которой закале.ны с поверхности, допускаемые контактные напряжения для зубьев колеса в притёртых передачах можно повысить на 250/о