8 Проверочный расчет подшипников

Проверочный расчёт предварительно выбранных подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчётной динамической грузо­подъёмности С_rр (Н) с базовой С_r (Н) или базовой долговечности L_10h (ч) с требуемой L_h (ч), по условиям:

С_rр ≤ С_r , (59)

или L_10h ≥ L_h , (60)

Базовая динамическая грузоподъёмность подшипника С_г представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспри­нять при базовой долговечности, составляющей 10 ⁶ оборотов внутреннего кольца.

1) Проверяем прочность подшипников №304 быстроходного вала цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора

Угловая скорость вала ω₁ =101 рад/с;

Реакции в подшипниках R_А=153,3 Н,

Характеристики подшипников: динамическая грузоподъемность C_r =15,9 кН, статическая грузоподъемность C_r0 =7,8 кН. Требуемая долговечность подшипника L_h =14892 ч. Подшипники установлены по схеме враспор.

2) Определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника

Эквивалентная динамическая нагрузка R_e учитывает характер и направ­ление действующих на подшипник нагрузок, условия работы и зависит от типа подшипника.

3) Определяем отношение

R_A/V ·R_r, (61)

где: R_a = F_а2 =153,3;

R_r – реакция наиболее нагруженного подшипника, Н;

R_r = 735,2;

V – коэффициент вращения, V = 1 – вращается внутреннее кольцо;

153,3/ 1 · 735,2= 0,20;

4) Определяем отношение:

R_A/C_or, (62)

153,3/7300=0,021;

5) По соотношению R_A/V R_r > е, т.е 0,021>0.192, определяем X = 0,56, а Y определяем интерполированием

а) Определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника

Эквивалентная динамическая нагрузка R_e учитывает характер и направ­ление действующих на подшипник нагрузок, условия работы и зависит от типа подшипника.

6) Определяем эквивалентную динамическую нагрузку по формуле

₍₆₃₎

где K_б – коэффициент безопасности, учитывающий влияние характера нагрузки на долговечность подшипника,

K_б = 1;

К_т — коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность подшипника, при t £ 100° C. К_т = 1

7) Определяем динамическую грузоподъёмность

(64)

где ω₁ = 101 рад/с – угловая скорость вала;

L_h =14892 срок службы (ресурс) привода, ч

Условие прочности выполняется, следовательно,

подшипник пригоден

8) Определяем долговечность подшипника ,ч

(65)

где С_r - базовая динамическая грузоподъёмность, Н

Условие выполняется, следовательно, подшипник пригоден

9) Проверяем прочность подшипников №305 тихоходного вала цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора

Угловая скорость вала ω₂ =41,8 рад/с,

Реакции в подшипниках R_А =153,3 Н,

Характеристики подшипников: динамическая грузоподъемность C_r=22,5 кН, статическая грузоподъемность C_r0 =11,4 кН. Требуемая долговечность подшипника L_h =14892 ч. Подшипники установлены по схеме враспор.

10) Определяем отношение

R_A/V ·R_r, (66)

где: R_a = F_а2 = 153,3

R_r – реакция наиболее нагруженного подшипника, Н,

R_r = 737,95Н;

V – коэффициент вращения, V = 1 – вращается внутреннее кольцо

153,3/ 1 · 737,95= 0,020

11) Определяем отношение:

R_A/C_or, (67)

153,3/11400=0,013

12) По соотношению R_A/V R_r > е, т.е X = 0,56, а Y определяем интерполированием

а) Определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника

Эквивалентная динамическая нагрузка R_e учитывает характер и направ­ление действующих на подшипник нагрузок, условия работы и зависит от типа подшипника.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку по формуле

(68)

где K_б – коэффициент безопасности, учитывающий влияние характера нагрузки на долговечность подшипника,

K_б = 1;

К_т — коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность подшипника, при t £ 100° C, К_т = 1;

13) Определяем динамическую грузоподъёмность

(69)

где ω₂ =41,8 рад/с – угловая скорость вала;

L_h =14892 срок службы (ресурс) привода, ч

Условие прочности выполняется, следовательно, подшипник пригоден

14) Определяем долговечность подшипника

(70)

где С_r – базовая динамическая грузоподъёмность, Н

Условие выполняется, следовательно, подшипник пригоден

Составляем табличный ответ к решению

Таблица 10 - Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников

Вал	Подшипник		Размеры dxDxB, мм	Динамическая грузоподъём-ность, кН		Долговечность, ч
	Принят предвари-тельно	Выбран оконча-тельно		Сrр	Сr	L10h	Lh
Быстроходный	№304	№304	20x52x17	9899,61	15,9	61416,54	14892
Тихоходный	№305	№305	25х62х17	2930,73	22,5	386568	14892

 

ТЕХНИЧЕСКИЙ ПРОЕКТ

9 Конструктивная компоновка привода

1) Конструирование зубчатых колес

В проектируемых приводах колеса редукторов получаются относительно небольших диаметров и их изготовляют из круглого проката или поковок. Ступицу колес цилиндрических редукторов располагают симметрично относительно обода.

2) Обод:

Диаметр: d_a = 99,4 мм;

Толщина:

S = 2,2·m + 0,05·b₂ , (71)

S = 2,2·1,25+ 0,05·25 =4 мм

Принимаем S = 4 мм

Ширина: b₂ = 25 мм

3) Ступица:

Диаметр внутренний: d = d₃ =35 мм;

Диаметр наружный:

d_ст = 1,55·d, (72)

d_ст = 1,55·35 =54,25 мм

По ГОСТ 6636-69 принимаем d_ст =55мм

Длина

l_ст = (1,0…1,5)d, (73)

l_ст = 1,5·35= 52,5 мм

Принимаем l_ст = 55 мм

4) Диск:

Толщина:

С = 0,5 (S + δ_ст ) ≥ 0,25b₂ , (74)

С = 0,5 (4 +10,5) =7,2 мм > 0,25·25 = 6,25 мм

Принимаем по ГОСТ 6636-69 С =7,2 мм.

Радиусы закруглений : R =6 ;

4)Валы-шестерни. Цилиндрические шестерни выполняем при u<2,8 насадными. Однако стоимость производства при раздельном исполнении вала и шестерни увеличивается вследствие увеличения числа поса­дочных поверхностей и необходимо­сти применения того или иного со­единения.

Поэтому выполняем заодно с валом.

6)Установка колес на валах

а) Сопряжение колес с валом

Для передачи вращающего момента редукторной парой применяем шпоночное соединения. В этом соединение для цилиндрических прямозубых колес принимаем посадку H7/r6. . По диаметру вала третьей ступени d₃ =35 мм по таблице К2 выбираем размеры призматической шпонки 10х8х56 (вхhхl)

б) Осевое фиксирование колес

Для обеспечения нормальной работы редуктора зубчатые колеса должны быть уста­новлены на валах без перекосов. Если ступица колеса имеет доста­точно большую длину (отношение l/d >0,8; в проектируемом ре­дукторе принято l/d = 1...1.5), то

колесо будет сидеть на валу без перекосов. В этом случае достаточно предохранить колесо от осевых перемещений и вала установкой двух распорных втулок на 3-й ступени вала между обоими торцами ступицы колеса и торцами внутренних колец подшипников.

В обоих случаях для гарантии контакта деталей по торцам дол­жны быть предусмотрены зазоры С=1…2 мм между буртиками 2-й или 3-й ступени вала и торцами втулок.

7) Конструирование валов

8) Переходные участки

Для повышения технологичности конструкции радиусы галтелей r=1,6, размеры фасок на концевых ступенях с=2, принимаем одина­ковыми.

9) Конструирование подшипниковых узлов

Конструктивное оформление подшипниковых узлов (опор) редуктора зависит от типа подшипников, схемы их установки, вида зацепления редукторной пары и способа смазывания подшипников и колес.

Основным изделием подшипникового узла является подшипник. Помимо этого комплект деталей может включать: детали крепления колец подшипников на валу и в корпусе; крышки и компенсаторные кольца; уплотнения.

10) Схемы установки подшипников

Типы подшипников подобра­ны в задаче 6 и их пригодность для каждого вала проверена в задаче 8.

Осевое фиксирование вала в двух опорах осуществляется по схеме - враспор.

11) Посадки подшипников

Требуемые посадки в соединении подшипника качения получают назначением соответствующих полей допуски на диаметры вала или отверстия в корпусе: для внутреннего кольца подшипника - k6, для наружного - Н7.

12) .Крепление колец подшипников на валу и в корпусе

Внутренние кольца подшипников в обеих опорах устанавливают с упо­ром в буртик вала с натягом без дополнительного крепления с противополож­ной стороны. Наружные кольца подшипников в обеих опорах устанавливают в корпус с односторонней фиксацией упором в торец крышки или компенсаторного кольца.

13.) Крышки подшипниковых узлов

Для герметизации подшипни­ковых узлов редуктора, осевой фиксации подшипников и воспри­ятия осевых нагрузок применяют крышки. Они изготовляются, как правило, из чугуна СЧ 15 двух видов- торцовые и врезные. Те и другие выполняют в двух конструкциях - глухие и с отверстием для выходного конца вала. Размеры крышек определяют в зависи­мости от диаметра наружного кольца подшипника.

Применяем врезные крышки, которые широко применяют в современном редукторостроении в разъем­ных корпусах с межосевым расстоянием a_w<250мм. Регулировка радиальных подшипников производится установкой компенсатор­ного кольца между торцами наружных колец подшипников и крышек. При этом между торцем наружного кольца подшипника и торцем крышки с отверстием оставляют зазор для компенсации тепловых деформаций а = 0,2...0,5 мм. Осевой размер кольца определяется кон­структивно с учетом зазора на температурную деформацию вала. Толщина кольца принимается равной толщине наружно­го кольца подшипника.

Принимаем крышки врезные:

на быстроходный вал: глухая: D =52 мм; D₀ =56 мм; D₃ =44 мм; h=14 мм; h₁ =4 мм; l=8 мм; l₁ =2 мм; с отверстием: D₃ = 44 мм; l=10 мм.

на тихоходный вал: глухая: D=62 мм; D₀ =67 мм; D₃ =52 мм; h=14 мм; h₁ =5 мм; l=8 мм; l₁ =2 мм; с отверстием: D₃ =52 мм; l=8 мм.