Выбор конструкции подшипников качения

В редукторах с косозубыми колесами на опоры всегда действует осевая нагрузка, возрастающая с увеличением угла наклона зубьев. Если угол наклона β ≤ 9^o , то можно устанавливать радиальные шарикоподшипники, а при β > 9^o - радиально-упорные (шариковые или роликовые).

По диаметрам цапф, определенных на ориентировочном этапе расчета, из каталога подшипников качения предварительно подобрать подшипники и найти их габаритные размеры.

Расчет подшипников качения

Предыдущими расчетами определены нагрузки, действующие на вал, предварительно выбраны подшипники и схемы их установки. Известны осевые составляющие усилий косозубых колес, переда­ваемые на подшипники.

Радиальные нагрузки подшипников находятся как среднее геометрическое от вертикальных и горизонтальных радиальных ре­акций опор валов:

Следует иметь в виду, что на промежуточный вал редуктора действуют одновременно два противоположно направленных осе­вых усилия от колеса первой ступени и шестерни второй ступени редуктора, так как углы наклона линии зубьев ступеней направлены в разные стороны. В расчете подшипников качения промежуточного вала величину осевого усилия принимают равной разности указан­ных сил:

Дальнейший проверочный расчет подшипников качения вы­полняется в указанной последовательности:

1. Определить приведенные (эквивалентные) нагрузки под­шипников:

а) для шариковых радиальных, радиально-упорных и роликовых радиально-упорных подшипников Р, кН, по формуле

P = (XVF_{r подш.}+ YF_a)К_бК_т

б) для радиальных роликовых подшипников с короткими цилиндрическими роликами Р, кН, по формуле

P = F_{r подш}V К_бК_т

где F_{r подш} - радиальная нагрузка подшипника; F„ - осевая нагрузка подшипника; Χ,Υ — коэффициенты нагрузок;

V - коэффициент вращения (зависит от того, какое из колец подшипника вращается);

К_б - коэффициент безопасности (динамический коэффици­ент, зависящий от характера нагрузки);

Κ_т- температурный коэффициент, зависящий от рабочей температуры подшипника).

Коэффициент вращения V = 1,0 - при вращении внутреннего кольца и V = 1,2 - при вращении наружного кольца.

Коэффициент безопасности К_т для редукторов всех конструк­ций принимается равным 1,3…1,5.

Температурный коэффициент зависит от рабочей температуры подшипника. Для большинства редукторов, температура которых не превышает 100° С, К_т= 1,0.

Значения коэффициентов нагрузки X и Υ выбираются по табл. 12 прил. 3, для чего необходимо определить из каталога подшипни­ков качения статическую грузоподъемность С_о и найти отношение F_a/C_o. Затем сравнить отношение F_a/VF_{r подш} с величиной параметра осевого нагружения е, указанного в табл. 12 прил. 3. Названные ве­личины, соответствующие рассчитываемому типу подшипника, оп­ределяют строку и столбец табл. 12 прил. 3.

Угол контакта α принимается равным углу наклона линии кон­такта тела качения β (по каталогу), когда этот угол имеет фиксиро­ванное значение, либо выбирается из диапазона указанных в катало­ге значений. Отсутствие в каталоге угла β соответствует значению α = 0.

В табл. 12 прил. 3 представлена лишь небольшая часть коэффи­циентов X и Υ по ГОСТ 18855 - 73. При необходимости следует обра­щаться непосредственно к таблицам ГОСТа.

2. Выбрать по каталогу динамическую грузоподъемность под­шипника С принятого типа и вычислить расчетную долговечность наиболее нагруженного подшипника L_h, ч,

где γ = 3 - для шариковых подшипников, γ = 10/3 - для роли­ковых;

n - частота вращения кольца, об/мин.

Если значение L_h меньше заданного, надо выбрать другой ти­поразмер подшипника с большей величиной динамической грузо­подъемности.

Рекомендуемая нормативная долговечность подшипников ка­чения зубчатых редукторов должна быть не менее 12 000 часов.

Конструирование элементов редуктора (разработка чертежей)

После определения и выбора ступеней диаметров вала и расчета подшипников разрабатывается рабочий чертеж вала. Конструкция вала должна обеспечивать удобство монтажа и демонтажа насаживаемых на него деталей, повышение прочности вала путем возможного снижения концентрации напряжений, простоту и экономичность изготовления.

С целью облегчения монтажа насаживаемых на вал деталей применяются скосы и фаски (рис. 7), размеры которых даны в табл.13 прил. 3.

Рис. 7

Выступающие углы вала должны иметь закругления. Рекомен­дуемые значения радиусов закруглений г также показаны в табл.13 прил. 3.

С целью создания упора для насаживаемых на вал деталей, на­пример, подшипников применяются заплечики (участок вала с большим значением диаметра). Размеры их должны быть такими, чтобы при действии значительной осевой нагрузки торцы заплечика не сминались. Однако большие заплечики затрудняют демонтаж подшипников, так как в этом случае выступающая над заплечиком часть кольца подшипника может оказаться недостаточной для захва­та съемником. Нормальная высота заплечиков должна быть равна 1/2 толщины внутреннего кольца подшипника.

При переходе от меньшего диаметра вала d к большему D ре­комендуется принимать следующие радиусы R закруглений, мм:

D-r
R

Все элементы конструкции редуктора определены соответст­вующими стандартами, рекомендациями и таблицами.

При разработке курсового проекта размеры наиболее важных элементов рассчитываются по табл. 9, 10, 13 - 18, прил. 3. Остальные геометрические характеристики конструкции зубчатых колес, валов и корпусов редукторов выбираются пропорционально приня­тому аналогу или прототипу редуктора из по табл. 18, 19-23 и рис.8..11 прил.3.

Приложение 1 Титульный лист курсовой работы

Федеральное государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

ГОСУДАРСТВЕННАЯ МОРСКАЯ АКАДЕМИЯ