4.5.2 Выбор схемы установки подшипников

Для обеспечения нормальной работы подшипников качения необходимо правильное закрепление их на валах и в корпусе. При этом необходимо исключить возможность заклинивания тел качения при действий осевой нагрузки, теплового удлинения валов и погрешностей изготовления. В проектируемом редукторе выбираем схему установки подшипников "враспор".

4.5.3 Выбор смазки подшипников и зацепления

Для смазывания применяют жидкие и пластичные материалы. Жидкая смазка приемлема при окружной скорости 1м/с, а так же для смазки опор валов, сравнительно далеко сравнительно далеко расположенных от масляной ванны.

Выбор сорта масла для зубчатых передач начинают с определения необходимой кинематической вязкости масла в зависимости от кружной скорости и величины контактного напряжения в зацеплении. При v=0,72м/с и σ_н=684,2 МПа кинематическая вязкость равна 60мм²/с [1, табл.10,8]. По найденному значению вязкости выбираем масло индустриальное И-70А ГОСТ20799-75 . Объем масла определяют из расчета (0,25…0,5) л/кВт. При передаваемой мощности 1,98 кВт количество масла-1,4 литра. Этот объем масла должен помещаться внутри корпуса редуктора и определяется размерами: В х L х H.

где В – ширина внутренней части корпуса: В=95 мм;

L –длина внутренней части корпуса; L =160 мм;

H – высота уровня масла, заливаемого внутрь корпуса. H =90 мм.

В х L х H=0,095^.0,16^.0,09 =1,45л.

Уровень масла в редукторе контролируется жезловым маслоуказателем.

4.6. Первый этап компоновки редуктора

Первый этап компоновки редуктора проводят для определения положения зубчатых колес относительно опор для после­дующего расчета долговечности подшипников.

Компоновочный чертеж редуктора выполняем в масштабе 1:1 в одной проекции разрез по осям валов для ци­линдрической зубчатой передачи.

Последовательность выполнения компоновки:

1. Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников с параметрами зубчатых колес.

2. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса

А₁ = 1,2б, где б = 0,025a_W + l (но не менее 8 мм) - толщина стенки корпуса редуктора;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=б;

3. Схематично изображаем подшипники ведущего и ведомого валов.

4.Измеряем расстояние до точек приложения к валам радиальных реакций. Положение этих точек определяется размером a₁:

для однорядных роликовых конических подшипников a_l = T/2 + (d + D)/6 · e, где Т, d, D, е - параметры подшипников. Для конических роликоподшипников на ведущем валу: а₁= мм,

Для конических роликоподшипников на валу колеса:

а₂= мм

5. После определения размеров гнезда подшипника устанавливаем зазор не менее, чем 10 мм, между наружной поверхностью крышки и торцом шкива.

4.7 Проверка долговечности подшипников

Для проверки долговечности подшипников составляем пространственную схему сил в редукторе (рис.9).

Рис.9. Пространственная схема сил в редукторе

4.7. 1. Проверка долговечности подшипников ведущего вала.

Из предыдущих расчетов имеем : F_t1= 2558 Н, F_г1= 950 Н и F_а1= 519 Н.

Из первого этапа компоновки l₁=56мм; l₂= 56мм; l₃= 70мм (рис.10).

F_в- нагрузка от ременной передачи; F_в=794 Н.

Составляем расчётную схему вала в виде двухопорной балки и определяем силы, нагружающие подшипники. Определяем реакции опор в плоскости XОZ Σ М (1 ) =0; F_t1 l₁ -Rx₂ ( l₁ + l₂)=0

Rx₂ = F_t1^. l₁/( l₁ + l₂)=

Σ М ( 2 ) =0; Rx_l ( l₁ + l₂)- F_t1 l₁=0;

Rx₂ = F_t1^. l₁/( l₁ + l₂)=

Проверка: Rx₁ + Rx₂ - F_вх - F_t1 =0

Рис.10 Расчётная схема ведущего вала

В плоскости YОZ:

Σ М (1 ) =0; F_в· (l₁ + l₂ + l₃)+F_r1 l₁+Fа₁^. (d₁ /2) -Rу₂ ( l₁ + l₂)=0

Rу₂= F_в· (l₁ + l₂ + l₃)+F_r1 l₁+ Fа₁^. (d₁ /2) /( l₁ + l₂)=

Σ М ( 2 ) =0; F_в l₃+ Ry₁^. ( l₁ + l₂₎-Fr₂^. l₁+ Fа₁^. (d_l /2) ;

Ry₁ =-F_в l₃+Fr₁^. l₁-Fа₁^. (d_l /2) / ( l₁ + l₂₎ =

Проверка: Ry_l -Ry₂ + Fr₁ + F_в =0

Суммарные радиальные реакции опор определяются по формулам:

Осевые реакции в подшипниках:

S₁=0,83 е R_r1 =0,83^.0,36^. 1284=383,6Н

S₂=0,83 е R_r2 =0,83^.0,36^.2256=674Н

е- параметр осевого нагружения; е=0,36

Осевая нагрузка на подшипники с учетом осевых реакций и осевых сил в зацеплении (1 табл. 9.21):

S₂ >S₁, F_а1> S₂- S₁, тогда F_а1= S₁ =383,6Н

Fа₁= S₁ +F_а1= 383,6+519=902,6Н

Рассмотрим более нагруженный подшипник №2:

Отношение F_а1/ R_r1 = 902,6/2256=0,399> е, тогда осевую силу учитываем.

Х- коэффициент радиальной нагрузки; Х= 0,45

Y- коэффициент осевой нагрузки; У= 1,64 (табл.4)

Эквивалентная нагрузка: P_Э = (X · v · Pr_l + Y · Fа₁) · K_б · K_T

v – коэффициент вращения кольца; при вращающемся внутреннем кольце подшипника v =1,0;

K_б - коэффициент безопасности; для редукторов K_б=1,3[1, табл. 9.19];

К_T = температурный коэффициент. При температуре подшипника менее 100 С⁰ К_T =1,0.

P_Э =(1^.0,45^. 2256+1,64^.902,6 )1,3^.1=3318Н.

Расчетная долговечность подшипника в часах:

L_h = 10⁶(С/Рэ)³/60n₁,

где n ₁- частота вращения ведущего вала ;

С- динамическая грузоподъемность подшипника№7206, Кн.

Полученная долговечность а больше требуемой по ГОСТ 16162-85, которая для зубчатых редукторов составляет 10000 часов, поэтому принятые подшипники № 7206 подходят для ведущего вала редуктора.