1.11 Расчет подшипников качения

Предварительный выбор подшипников качения был произведен в разделе 1.8.

Выбор подшипников выходного вала на заданный ресурс и надежность

Расчетную долговечность подшипника L_h, в часах, при частоте вращения n (мин^-1), определяют по его динамической грузоподъемности С, указанной в каталоге и эквивалентной нагрузке Р_E по формуле:

L_h =  [L_h] (формула 16.28, [2]),

где a₁ – коэффициент надежности; примем а₁= 1 – таблица 9.12 Приложения;

a₂ – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации; а₂ = 0,7…0,8 (примем а₂ = 0,75) согласно таблицы 9.12 Приложения;

Р_E = (XVF_r + YR_a) K_K_T (формула 16.29, [2]),

где F_r  радиальная нагрузка, действующая на подшипник;

m = 3  для шариковых подшипников;

R_а  осевая нагрузка;

V  коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца подшипника V=1);

Х  коэффициент радиальной нагрузки;

Y  коэффициент осевой нагрузки;

К_  коэффициент безопасности (К_ = 1,3 из таблицы 9.1 Приложения);

К_Т  температурный коэффициент (для редукторов общего назначения, работающих при t  100 С, принимаем К_Т = 1 из таблицы 9.2 Приложения).

Предварительно выбран подшипник шариковый радиальный 214.

Исходные данные:

• динамическая грузоподъемность C_r = 61,8 кН;

• статическая грузоподъемность C_0r = 37,5 кН;

• Х = 1;

• F_r1 = R_E = 7791 H; F_r2 = R_F = 8306 H (см. разд. 1.10).

Расчет проводим по более нагруженному подшипнику F, так как R_a= 0, то

P_E = X V F_r K_б K_T = 1  1 8306  1.3  1 = 10798 H.

L_h =  [L_h]=20000ч;

Ресурс подшипника обеспечен.

1.12 Смазка редуктора

В основном все расчеты, приведенные ниже, изложены в [1].

По рекомендации для цилиндрического двухступенчатого редуктора при V > 1 м/с в масляную ванну достаточно погрузить колесо тихоходной ступени, в противном случае в масло должны быть погружены колеса обеих ступеней.

Для смазывания передач применим картерное смазывание, рекомендованное при окружной скорости колес от 0,3 до 12 м/с. В нашем случае V = 1,8 м/с.

Марку масла будем определять в зависимости от V и _Н = 498,6 МПа.

По таблице 13.2 Приложения при _Н < 600 МПа и V = 1,8 м/с  2 м/с примем рекомендуемую кинематическую вязкость равной 34 мм²/с. По таблице 13.3 Приложения выберем марку масла И-Г-А-32.

Предварительно определим минимальный объем масла, необходимый для охлаждения передачи: V  (0,4…0,6)Р_вых= 4,9…7,3 л .

Рассчитаем объем, который необходим для погружения в масло колеса тихоходной ступени: V = h_м  S,

где S – площадь основания редуктора (S = L  B, где L и B – длина и ширина редуктора), h_м – высота уровня масла

S = L  B = 5,6  2,12= 11,9 дм² (из эскизного проекта – рисунок 3).

Исходя из условия погружения в масло цилиндрических колес

h_м  b₀ + (h_Mmin … h_Mmax) = 32 +(8…80) = 40…112 мм,

где h_Mmin = 2m = 2  4 = 8 мм;

h_Mmax = 0,25 d₄ = 0,25  320 = 80 мм.

V = h_м  S = (40 … 112)  10^-2  11,9= 4,8 … 13,3 л.

Oкончательно принимаем нужный объем масла 4,9 л.

1.13. Ориентировочные размеры корпусных деталей

Элементы корпуса	Расчетные зависимости
Толщина стенки корпуса	=1,126мм. =1,12= 6,45мм, принимаем  = 7 мм
Толщина стенки крышки корпуса	1  0,9  6 мм; 1 = 7 мм
Толщина ребра в основании	реб =  = 7 мм
Толщина подъемного уха в основании	у = 2,5 = 2,5  7 = 17,5 мм
Диаметр стяжного болта	d =1,25 =1,25= 12,88 мм; примем d = 16 мм.
Диаметр штифтов	dшт = (0,7…0,8)d =0,8  16 = 12 мм
Толщина фланца по разъему	b = 1,5 = 1,5  7 = 10 мм. [1]
Диаметр фундаментного болта	dК  1,25d = 1,25  16 = 20 мм
Число фундаментных болтов	z = 4 при а = 220 мм  315 мм [1]