Добавил:
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:
Методические указания [Прокшин].doc
Скачиваний:
56
Добавлен:
02.05.2014
Размер:
1.44 Mб
Скачать

2. Второй этап эскизного проекта. Расчеты подшипников качения редуктора

Для выполнения расчетов подшипников качения используется информация из разделов 1.4, 1.6 и 1.7.

2.1. Определение ресурса подшипников промежуточного вала редуктора

Расчетная схема промежуточного вала рассматривается в двух взаимноперпендикулярных плоскостях – плоскости XY и XZ и представлена на рис. 2.1.

Рис. 2.1

Для определения пяти опорных реакций в опорах 3 и 4 (соответственно опоры быстроходного вала обозначены 1 и 2, а опоры тихоходного 5 и 6) используются уравнения статики. Координаты e и c найдены по рис. 1.4 раздела 1.4.

Нагрузки на подшипник определяются геометрическим суммированием опорных реакций по формулам:

– опора 3 – плавающая нагружена радиальной нагрузкой

, Н;

– опора 4 – фиксированная нагружена радиальной и осевой нагрузками

, Н;

Fa = R4X .

Заметим, что при изменении знака вращающего момента направление силы Fa1(Т) меняется на противоположное и ситуация меняется.

Диаметр dП цапфы вала найден ранее (см. п.1.4), это дает возможность предварительно подобрать подшипники для рассматриваемых опор. Начинают подбор с подшипников шариковых однорядных легкой серии.

Пример. dП = 25 мм, что соответствует подшипнику № 205, с размерами D = 52 мм, d = 25 мм, bП = 15 мм, динамическая грузоподъемность С = 14000 Н, статическая грузоподъемность С0 = 6950 Н.

Ресурс подшипника Lh определяется из равенства:

, час,

где a1, a2 – коэффициенты, учитывающие свойства материалов колец и тел качения и вероятность безотказной работы, определяемые по табл. 16.3 [2]. В проектных расчетах можно принимать a1a2 = 1;  – показатель степени кривой усталости. Для шариковых подшипников  = 3, для роликовых  = 3,33; n – частота вращения, в нашем случае n = n = n; P – эквивалентная нагрузка, определяемая уравнением:

Pr = (XVFr + YFa)  KдKt,

решаемым с привлечением таблиц из каталогов и справочников (например, табл. 16.5 [2]).

Порядок определения P следующий. Вначале определяется (выбирается) тип подшипника, например, радиальный шариковый однорядный и вычисляется отношение Fa / C0, и находится значение параметра осевого нагружения e. Затем, вычисляется величина Fa / (VFr), которая сравнивается с параметром e. При этом возможны три варианта:

  1. Fa / (VFr) < e;

  2. Fa / (VFr) = e;

  3. Fa / (VFr) > e.

Каждому из этих вариантов соответствуют определенные значения коэффициента радиальной – X и осевой – Y нагрузок.

Коэффициент V в формуле зависит от вида нагружения его колес. В нашем случае внутреннее кольцо подшипника вращается вместе с валом, а наружное – неподвижно, поэтому V = 1, коэффициент динамической нагрузки Kд = 1,3 (для редукторов), а температурный коэффициент Kt = 1.

Работоспособность подшипника считается обеспеченной с вероятностью безотказной работы 0,9, если соблюдается условие

LhLhe,

принимаемое по табл. 1.1. В противном случае необходимо использовать подшипники средней или тяжелой серии или, если это не приводит к цели, в опорах устанавливают радиально-упорные конические или шариковые радиально-упорные подшипники.

2.2. Опоры с коническими и шариковыми радиально-упорными подшипниками

Для промежуточных валов редукторов с цилиндрическими зубчатыми колесами, в основном, применяется схема «враспор», показанная на рис. 2.2.

Рис. 2.2

2.2.1. Радиально-упорные конические подшипники (тип 7000)

Конические радиально-упорные подшипники подбираются по ГОСТ 333-79 исходя из ранее найденного диаметра dП . Из каталога находятся их параметры – размеры, динамическую грузоподъемность C и статическую грузоподъемность C0, а также параметр осевого нагружения e и коэффициент осевой нагрузки Y. В случае, если в таблицах параметр e не приводится, его можно вычислить из условия: e = 1,5  tg, где  – угол контакта (обычно  = 12…18).

Радиальные нагрузки определены выше (это Fr3 и Fr4), осевые нагрузки определяются в следующем порядке:

1) составляется уравнение равновесия, для нашего случая:

FA + Fa3Fa4 = 0;

2) подсчитываются значения собственных осевых составляющих

S3 = 0,83  eFr3;

S4 = 0,83  eFr4;

3) для обеспечения работоспособности подшипника необходимо соблюдения условий

Fa3S3 и Fa4S4,

нарушение которых приводит к перераспределению нагрузки на тела качения на один – два ролика и к резкому сокращению ресурса подшипника;

4) определяются Fa3 и Fa4, для чего статически неопределимая задача решается методом попыток. Сначала предполагают Fa3 = S3, при этом

Fa4 = FA + S3S4.

При соблюдении этого условия назначаем:

Fa3 = S3 и Fa4 = FA + S3.

В противном случае принимают:

Fa4 = S4 и Fa3 = S4FA.

Эквивалентна нагрузка подсчитывается по формулам:

– при Fa / (VFr)  e,

P = VFrKдKt; (2.1)

– при Fa / (VFr) > e,

P = (XVFr + YFa)  KдKt

с подстановкой X = 0,4 и Y, выбранного из каталога.

Далее определяется ресурс подшипника Lh (см. п. 2.1) и проверяется условие LhLhe.

2.2.2. Радиально-упорные шариковые подшипники (тип 6000)

Алгоритм определения осевых сил аналогичен приведенному в п. 2.2.1, однако значение параметра осевого нагружения e зависит от отношения радиальной нагрузки к осевой Fa / (VFr) нелинейно и значение e определяется по табл. 16.5 [2], по которой можно в зависимости от соотношения Fa / (VFr)  e или в противном случае выбрать коэффициенты X и Y и найти эквивалентную нагрузку по формулам (2.1).

Тут вы можете оставить комментарий к выбранному абзацу или сообщить об ошибке.

Оставленные комментарии видны всем.