Заключение
В конструкции опоры ведущего вала применены два подшипника: шариковый радиально упорный и с короткими цилиндрическими роликами, отдельно воспринимающие осевую и радиальную нагрузки.
С этой целью шариковый радиально упорный подшипник 176315 (75×160×37), имеющий четырехточечный контакт, воспринимает двухстороннюю нагрузку. Подшипник не требует регулировки осевого зазора, т.к. он обеспечивается при его изготовлении. Для восприятия только осевой силы между наружным кольцом и посадочным отверстием предусматривается зазор 0,2÷0,5 мм.
В роликовом подшипнике осевое смещение вала происходит при малых осевых силах, т.к. эти силы воспринимаются шариковыми подшипниками. Роликовый подшипник 2315 (75×160×37) воспринимает только радиальную нагрузку.
Расчетами установлено, что долговечность роликового подшипника – 9266 часов. Долговечность шарикового подшипника составила 30397 часов.
Допустимая
долговечность подшипников в стандартных
редукторах
час. Если за допускаемую принять 5000
часов, то в первом подшипнике отношение
долговечностей равно 6, во втором –
1,85, т.е долговечность больше к допустимого
значения.
Однако, в данной схеме возможно радиальное биение ведущего вала-шестерни из-за неточностей изготовления деталей и монтажа.
Также,
при перекрытии зазора между наружным
кольцом шарикового подшипника и отверстия
в корпусе, последний воспринимает
радиальную и осевую нагрузку. Расчетная
схема изменяется. Недостатки этой схемы
очевидны: расстояния между опорами
(центрами подшипников) небольшое и не
соответствует рекомендуемому отношению
,
что приводит к увеличению реакции в
опорах. От радиальной реакции в шариковом
радиально-упорном подшипнике возникает
осевая сила, которая при большом угле
конусности ( может стать значительней
и способствовать осевому смещению
ведущего вала.
В этом случае первый шариковый подшипник оказывается существенно нагруженным и недолговечным, это определило в целом работоспособность всего редуктора.
Кроме того, осевая составляющая в подшипнике в 2 раза превышает осевую силу зацепления и способствует смещению ведущего вала.
В конструкции подшипникового узла выдерживаются отношение , которое рекомендуется сохранить в диапазоне 2÷2,5. Уменьшение отношения за счет смещения шарикового подшипника в сторону роликового увеличивает их нагруженность. В связи с указанными недостатками предлагается конструкция подшипникового узла, предусматривающая установку роликовых конических подшипников легкой широкой серии № 7615 по схеме «в растяжку».
Большие
торцы роликовых подшипников повернуты
наружу. Это увеличивает расстояние
между точками приложения реакций,
выдерживается соотношение
,
что в результате отразилось на повышении
долговечности подшипников: для первого
в 1,8 раза и второго в 6 раз по сравнению
с допускаемым – 5000 часов.
В связи с увеличением мощности двигателя наблюдается потеря работоспособности мотор - редуктора в связи с разрушением подшипникового узла. Анализ трех конструкций подшипниковых узлов показывает, что наиболее эффективной оказалась конструкция с установкой подшипников по схеме «в растяжку».
Список использованной литературы
1 Иванов М. Н. Детали машин: изд., перераб. – М. : Высш. шк., 1984. – 336с.
2 Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин: 5-е издание, дополн. – М. : Машиностроение, 2004. – 560 с., ил.
3 Нарышкин В.Н., Коросташевский Р.В. Подшипники качения: Справочник-каталог – М. : Машиностроение, 1984. – 280 с.
4 Чернин И.М., Кузьмин А.В., Ицкович Г.М. Расчеты деталей машин: – 2-е издание., перераб. и доп. – Мн.: Выш.шк. 1978. – 472 с.