5. Определение запасов прочности.

Запасы прочности S определяются в опасных сечениях вала. Опасные сечения определяются наличием источников концентрации напряжений при суммарном изгибающем моменте М_u:

а) Быстроходный вал.

Для редукторов, выполненных по развернутой и раздвоенной схемам концентратором напряжений при (см. рис. 1.1) являются шлицы; при - ступенчатый переход между диаметром впадин и диаметром . Если на вал действует консольная нагрузка F_р, то она вызывает изгиб под опорой (см. рис. 4.1.б), в этом случае концентратор - ступенчатый переход между диаметром и .

б) Промежуточный вал.

Концентратор напряжений - шпоночный паз под ступицей колеса быстроходной ступени. Размеры шпоночного паза выбирают в зависимости от диаметра вала в месте посадки колеса по табл. П.2.

в) Тихоходный вал.

Источник концентрации напряжений - шпоночный паз под ступицей колеса.

Если в результате расчетов окажется, что S<[S], то следует увеличить диаметр вала в опасном сечении и повторить расчет.

6. Расчет грузоподъемности подшипников.

Цель расчета: проверка пригодности подшипников, выбранных на стадии эскизного проекта.

Пригодность намеченного типоразмера подшипника оценивают по условию

С_ТР ≤ С, (6.1)

где С - табличное значение динамической грузоподъемности (Н).

Требуемая динамическая грузоподъемность подшипника вычисляют по формуле

С_ТР = Р · (Н) (6/2)

где L_h - требуемая долговечность подшипника в часах;

n - частота вращения внутреннего кольца подшипника (частота вращения вала), (об/мин);

m - показатель степени (для шарикоподшипников m = 3; для роликоподшипников m = 10/3).

Эквивалентную нагрузку Р определяют по формуле

Р = (X · VF_r + YF_a) K_δ · K_T (Н), (6.3)

Температурный коэффициент К_т для обычных условий можно принять равным единице. Коэффициент безопасности K_δ = 1,2 ÷ 1,3. Коэффициент V = 1 (для опор валов редукторов общего значения). Х и Y - коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, F_r и F_a - радиальная и осевая нагрузки (Н) на подшипник.

Исходные данные: F_{r 1} и F_r11 - радиальные нагрузки на опоры (Н) - определены в п.4 F_А (Н) - внешняя осевая сила, действующая на вал (осевая сила в зацеплении колес); n (об/мин) - частота вращения внутреннего кольца подшипника (частота вращения вала); L_h - требуемая долговечность подшипника в часах.

Последовательность расчета.

6.1. Для выбранного подшипника выписывают следующие данные:

для шариковых радиальных и радиально – упорных - из табл. П.2 и П.3 значения динамической С и статической С_о грузоподъемностью;

для конических роликовых - из табл. П.4 значения С_r¸Y¸e.

6.2. Определяют осевые нагрузки:

Для шариковых радиальных подшипников осевая сила F_а, нагружающая его, равна внешней осевой силе F_А (силе, действующей в зацеплении) Силу F_А воспринимает подшипник, ограничивающий осевое перемещение вала под действием этой силы.

Определить отношение F_А / С_о и по табл. 6.1 найти значение коэффициента е.

Для подшипника, воспринимающего осевую силу определить отношение F_А / (VF_r), где V = 1.

При установке вала на радиально – упорных подшипниках, осевые силы F_а, нагружающие подшипники, находят с учетом осевых составляющих S от действия радиальных сил F_r:

Для шариковых радиально – упорных S=e · F_r;

Для конических роликоподшипников S=0,83 e · F_r..

Результирующие осевые нагрузки подшипников определяют с учетом действия внешней осевой силы в зацеплении F_А (в соответствии с расчетной схемой вала) по табл. 6.2.

Примечание: 1. Коэффициенты Y и е для промежуточных значений отношения определяются интерполяцией.

2. i - число рядов тел качения. При α = 0º во всех случаях принимают i = 1.

6.3. Для шариковых радиально – упорных подшипников с углом контакта α = 18 по табл. 6.1. определить, в зависимости от отношения F_A/C_o значения коэффициентов e¸X¸Y.

6.4. Для шариковых радиально – упорных подшипников с углом контакта α>18 по табл. 6.1 определить значения коэффициента e¸X¸Y.

6.5. Определить осевые составляющие S_I¸S_II для первой и второй опоры (см. п.2.2.).

6.6. Сравнить отношение и с коэффициентом е. Если ≤ е, то принимают Х = 1, Y = 0. При > е, принимают записанные ранее значения коэффициентов Х, Y.

Для конических роликовых подшипников, кроме записанного ранее значения коэффициента Y, принимают коэффициент Х = 0,4.

6.7. По формуле (6.3.) вычисляют эквивалентную нагрузку.

6.8. По формуле (6.2.) вычисляют динамическую грузоподъемность и проверяют по условию (6.1.) пригодность намеченного подшипника (L_h = 10000 – 20000 ч). Если условие (6.1.) не выполняется, то переходят от подшипника легкой серии к подшипнику средней или тяжелой серии (при этом же диаметра цапфы d). Если подшипник по своим габаритам применить в узле нет возможности, то следует выбрать подшипники другого типа (например, вместо шариковых – роликовые). В некоторых случаях может оказаться, что все эти меры не дадут желаемого эффекта; тогда следует увеличить цапфы вала под подшипник, а, следовательно, и остальные его размеры.