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;

F_a = R_4X .

Заметим, что при изменении знака вращающего момента направление силы F_a1(Т) меняется на противоположное и ситуация меняется.

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

Ресурс подшипника L_h 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 a₁  a₂ = 1;  – показатель степени кривой усталости. Для шариковых подшипников  = 3, для роликовых  = 3,33; n – частота вращения, в нашем случае n = n_2Б = n_1Т; P – эквивалентная нагрузка, определяемая уравнением:

P_r = (X  V  F_r + Y  F_a)  K_д  K_t,

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 F_a / C₀, и находится значение параметра осевого нагружения e. Затем, вычисляется величина F_a / (V  F_r), которая сравнивается с параметром e. При этом возможны три варианта:

1. F_a / (V  F_r) < e;

2. F_a / (V  F_r) = e;

3. F_a / (V  F_r) > 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 K_д = 1,3 (для редукторов), а температурный коэффициент K_t = 1.

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

L_h  L_he,

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.