1.5. Выбор подшипников качения для валов редуктора

Подшипники качения в значительной степени определяют ресурс редуктора, поскольку ресурс подшипников ограничен, тогда как ресурс зубчатых передач может быть неограниченно большим.

Из экономических соображений и из особенностей технологии сборки предпочтительно применение шариковых однорядных подшипников легкой серии ГОСТ 8338-75. В случае, если на других этапах проектирования выяснится их недостаточная грузоподъемность, можно применить подшипники других типов.

Подбор подшипников осуществляется по диаметру внутреннего кольца, соответствующая принятому ранее (п. 1.4) диаметру d_П. Необходимо по таблицам каталога определить характеристики подшипников – динамическую грузоподъемность С, статическую грузоподъемность С₀, размеры подшипника – d, D и b_П , также другие параметры.

Для подшипников тихоходного вала проверить выполнение условия:

С  [С],

где [С] – требуемая динамическая грузоподъемность, содержащаяся в распечатке (см. п. 1.3.1).

Для промежуточного вала (рис. 1.4) необходимо определить координаты средних плоскостей подшипников и зубчатых колес.

В нашем случае (редуктор по схеме 21) эти координаты соответствуют размерам c и e, определяемым графически или приближенно рассчитываемым по формулам:

1.6. Кинематический расчет редуктора

Частоты вращения валов и зубчатых колес определяются следующим образом:

– частота вращения быстроходного вала – из предварительного расчета и указана в распечатке (см. CH), принимаем

n₁ = n_1Б = (CH), мин^-1;

– частота вращения промежуточного вала

n_1Т = n_2Б = n_1Б / u_Б ,

где u_Б – принятое значение передаточного числа для быстроходной передачи (см. п. 1.3.1);

– частота вращения тихоходного вала

n_2Т = n_1Б / (u_Б  u_Т).

Окружная скорость в зацеплении быстроходной передачи

V =   d_w1Б  n₁ / (610⁴), м/с.

Окружная скорость в зацеплении тихоходной передачи

V =   d_w1Т  n_1Т / (610⁴), м/с.

Окружная скорость в зацеплении передачи коническими колесами

V =   d_e1(Б)  n₁ / (610⁴), м/с.

1.7. Статическое исследование редуктора

Целью статического исследования является определение вращающих моментов на валах и колесах редуктора и значений составляющих полных усилий в зацеплениях для каждой передачи. Рассмотрим случай редуктора с шевронной быстроходной и косозубой тихоходной передачами.

Схема представлена на рис. 1.15.

1.7.1. Моменты на валах и колесах редуктора

Момент на хвостовике быстроходного вала, Н∙м

.

Момент на шестерне полушеврона (только для схемы 21) быстроходной передачи

.

Момент на колесе полушеврона быстроходной передачи, имеющем ширину зубчатого венца , указанную в распечатке

.

Момент на шестерне тихоходной передачи редуктора

.

В этих формулах используются значения КПД, принятые в п. 1.2.1.

Рис. 1.15

1.7.2. Составляющие полного усилия в зацеплениях быстроходной и тихоходной передач

Окружная сила на шестерне быстроходной передачи, Н,

F_t1(Б) = 2∙T_1Б∙10³ / d_w1(Б). (1.1)

Радиальная сила на шестерне быстроходной передачи

F_r1(Б) = F_t1(Б)∙tg_w / cos, (1.2)

где  – угол наклона зубьев (указан в распечатке); _w – угол зацепления, определенный в п. 1.3.6.

Осевая сила на шестерне быстроходной передачи

F_a1(Б) = F_t1(Б)∙tg. (1.3)

Усилия, действующие на колесо быстроходной передачи:

F_t2(Б) = F_t1(Б)∙_зац; (1.4)

F_r2(Б) = F_r1(Б)∙_зац; (1.5)

F_a2(Б) = F_a1(Б)∙_зац. (1.6)

Окружная, радиальная и осевая силы на шестерне тихоходной передачи:

F_t1(T) = 2∙T_1T∙10³ / d_w1(T), (1.7)

F_r1(T) = F_t1(T)∙tg_w / cos, (1.8)

F_a1(Т) = F_t1(Т)∙tg. (1.9)

Усилия, действующие на колесо тихоходной передачи:

F_t2(Т) = F_t1(Т)∙_зац; (1.10)

F_r2(Т) = F_r1(Т)∙_зац; (1.11)

F_a2(Т) = F_a1(Т)∙_зац.. (1.12)