3.7. Проверка правильности подбора подшипников качения

Выбранный в ходе проектирования узла вала типоразмер подшипника должен быть проверен на работоспособность по динамической грузоподъёмности.

Проверка правильности выбора подшипников может быть проведена двумя способами:

1) по сравнению требуемой C_{r треб} и паспортной C_{r пасп} динамической грузоподъёмности подшипника, когда должно выполняться условие

C_{r треб} £ C_{r пасп};

2) по обеспечению заданной долговечности подшипника, то есть

L_{hЕзадан} £ L_hфакт, где с учётом режима нагрузки L_{hЕзадан} = m_Н×L_h (см. табл. 2.3, с. 24).

Здесь фактический срок работы подшипника рассчитывают по зависимости

где a₁ - коэффициент надёжности, обычно принимают a₁ = 1 при 90% надёжности;

a₂ - обобщённый коэффициент совместного влияния качества металла деталей подшипника и условий его эксплуатации, для обычных условий эксплуатации назначают a₂ = 0.7...0.8 (для шарикоподшипников) и a₂ = 0.6 (для роликоподшипников);

n – частота вращения вала, мин^-1.

Р_r – эквивалентная динамическая нагрузка, для проверяемого подшипника рассчитывается, в общем случае, по формуле

здесь F_rп и F_aп - соответственно радиальная и осевая силы в опоре. Для радиальных шарикоподшипников осевая сила F_aп - это осевая нагрузка, возникающая в зацеплении косозубых цилиндрических или конических зубчатых колёс. Для радиально-упорных подшипников расчёт осевой силы имеет некоторые особенности (см. ниже);

V - коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается, при вращении внутреннего кольца V = 1;

k_б - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки, при умеренных толчках k_б = 1.3 ... 1.5;

k_t - температурный коэффициент, для температуры подшипникового узла t £ 100 ⁰C k_t = 1;

X и Y - коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузок на подшипник, назначаются по табл. 16.5 [1] в зависимости от параметра осевого нагружения подшипника е. При малой осевой силе по сравнению с радиальной действие осевой силы в расчёт не принимается, то есть X = 1 и Y = 0 .

Особенности расчёта осевой силы радиально-упорных подшипников качения связаны с наклоном нормальной (равнодействующей) силы в контакте тел качения и беговых дорожек колец на угол контакта a и возникновением внутренних осевых сил S. Для радиально-упорных шарикоподшипников для радиально-упорных конических роликоподшипников

Поскольку в общем случае радиальные силы (реакции) в опорах вала не равны между собой, то возникают дополнительные осевые силы к действующим внешним осевым, которые должны быть учтены при проверке подшипников. Подробнее рекомендуется ознакомиться с методикой расчёта осевых сил в [1].

4. Конструирование зубчатых колес

4.1. Цилиндрические зубчатые колеса внешнего зацепления

Форма зубчатого колеса зависит от его габаритных размеров, от серийности производства. При отсутствии в техническом задании на курсовое проектирование указаний о серийности производства редукторов его можно задать, отдавая предпочтение индивидуальному и мелкосерийному производству. На рис. 4.1 приведены простейшие формы колес, изготовляемых в единичном и мелкосерийном производстве.

Рис. 4.1

При небольших диаметрах колес их изготавливают из прутка, а при больших заготовки колес получают свободной ковкой с последующей токарной обработкой. Чтобы уменьшить объем точной обработки резанием, на дисках колес выполняют выточки. При диаметрах d_a<80 мм эти выточки, как правило, не делают.

Длину l_ст посадочного отверстия колеса желательно принимать равной или больше ширины b₂ зубчатого венца колеса. Длину ступицы l_ст согласуют также с расчетами соединения (шпоночного, шлицевого или с натягом), выбранного для передачи вращающего момента с колеса на вал (или с вала на колесо), и с диаметром посадочного отверстия d :

l_ст = (0,8...1,5)d, обычно l_ст = (1...1,2)d.

Выступающую часть ступицы располагают по направлению действия осевой силы в зацеплении. В одноступенчатых редукторах колеса делают со ступицей, симметрично выступающей в обе стороны от диска колеса.

Диаметр d_ст ступицы назначают в зависимости от материала колеса: для стали - d_ст = (1,5...1,55)d; для чугуна - d_ст = (1.55...1,6)d; для легких сплавов - d_ст =(1,6...1,7)d; меньшие значения принимают для шлицевого соединения вала с колесом, большие - для шпоночного и соединения с натягом.

Ширину S торцов зубчатого венца принимают S=2,2m + 0,05b₂ , где m - модуль зацепления, мм.

На торцах зубчатого венца выполняют фаски: при твердости рабочих поверхностей зубьев менее 350 НВ - f´45° , при более высокой твердости - под углом a = 15°...20° на всю высоту зуба. Обычно f = (0,5...0,6)m.

При серийном производстве колес заготовки получают из прутка свободной ковкой (рис. 4.2), а при годовом объеме выпуска колес более 100 штук применяют двусторонние штампы (рис. 4.3).

Рис. 4.2	Рис. 4.3

Для свободной выемки заготовок из штампа принимают значения штамповочных уклонов g ³ 7° и радиусов закруглений R ³ 6 мм.

Толщина диска С рекомендована для уменьшения влияния термической обработки на точность геометрической формы колеса

С = (0,35...0,4)b₂ .