3.7. Проверка правильности подбора подшипников качения

Выбранный в ходе проектирования узла вала типоразмер подшипника должен быть проверен на работоспособность по динамической грузоподъёмности.

Проверка правильности выбора подшипников может быть проведена двумя способами:

1) по сравнению требуемой С_{r треб} и паспортной С_{r пасп} динамической грузоподъемности подшипника, когда должно выполняться условие С_{r треб} С_{r пасп};

2) по обеспечению заданной долговечност подшипнника, то есть L_hEзаданL_hфакт, где с учетом режима нагрузки L_hEзадан=(см.табл.16.3, [1]).

Здесь фактический срок работы подшипника рассчитывают по зависимости

где а₁ – коэффициент надежности, обычно принимают а₁=1 при 90% надежности;

а₂ – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла деталей подшипника и условий его эксплуатации, для обычных условий эксплуатации назначают а₂=0,7...0,8 (для шарикоподшипников) и а₂=0,6 (для роликоподшипников).

Величина эквивалентной динамической нагрузки на проверяемый подшипник рассчитывается в общем случае по формуле

,

где F_rn и F_an – соответственно радиальная и осевая силы в опоре. Для радиальных шарикоподшипников осевая сила F_an – это осевая нагрузка, возникающая в зацеплении косозубых цилиндрических или конических зубчатых колес. Для радиально-упорных подшипников расчет осевой силы имеет некоторые особенности (см.ниже);

V – коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается; при вращении внутреннего кольца V=1;

k_б – коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки, при умеренных толчках k_б=1,3...1,5;

k_t – температурный коэффициент, для температуры подшипникового узла

X и Y – коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузок на подшипник, назначаются по табл.16.5 [1] в зависимости от параметра осевого нагружения подшипника e. При малой осевой силе действие осевой силы в расчет не принимается, то естьX=1 и Y=0.

Особенности расчёта осевой силы радиально-упорных подшипников качения связаны с наклоном нормальной (равнодействующей) силы в контакте тел качения и беговых дорожек колец на угол контакта  и возникновением внутренних осевых сил S. Для радиально-упорных шарикоподшипников S = e·F_r, для радиально-упорных конических роликоподшипников .

Поскольку в общем случае радиальные силы (реакции) в опорах вала не равны между собой, то возникают дополнительные осевые силы S' (к действующим внешним осевым), которые должны быть учтены при проверке подшипников. Подробнее рекомендуется ознакомиться методикой расчёта с учётом осевых сил в [1].

4, Конструирование зубчатых колес

4.1 Цилиндрические зубчатые колеса внешнего зацепления

Форма зубчатого колеса зависит от его габаритных размеров, от серийности производства. При отсутствии в техническом задании на курсовое проектирование указаний о серийности производства редукторов его можно задать, отдавая предпочтение индивидуальному и мелкосерийному производству. На рис. 4.1 приведены простейшие формы колес, изготовляемых в единичном и мелкосерийном производстве.

Рис. 4.1

При небольших диаметрах колес их изготавливают из прутка, а при больших заготовки колес получают свободной ковкой с последующей токарной обработкой. Чтобы уменьшить объем точной обработки резанием, на дисках колес выполняют выточки. При диаметрах d_а<80 мм эти выточки, как правило, не делают.

Длину l_ст посадочного отверстия колеса желательно принимать равной или больше ширины b₂ зубчатого венца колеса. Длину ступицы l_ст согласуют также с расчетами соединения (шпоночного, шлицевого или с натягом), выбранного для передачи вращающего момента с колеса на вал (или с вала на колесо), и с диаметром посадочного отверстия d:

l_ст = (0,8... 1,5)d, обычно l_ст = (1...1,2)d

Выступающую часть ступицы располагают по направлению действия осевой силы в зацеплении. В одноступенчатых редукторах колеса делают со ступицей, симметрично выступающей в обе стороны от диска колеса.

Диаметр d_ст ступицы назначают в зависимости от материала колеса: для стали – d_ст = (1,5...1,55)d; для чугуна – d_ст = (1.55...1,6)d; для легки сплавов - d_CT =(1,6... 1,7)d; меньшие значения принимают для шлицевого соединения вала с колесом, большие - для шпоночного соединения с натягом.

Ширину S торцов зубчатого венца принимают S=2,2m+0,05b , где m - модуль зацепления, мм.

На торцах зубчатого венца выполняют фаски: при твердости рабочих поверхностей зубьев , при более высокой твердости - под углом= 15°...20° на всю высоту зуба. Обычно f= (0,5...0,6)m.

При серийном производстве колес заготовки получают из прутка свободной ковкой (рис. 4.2), а при годовом объеме выпуска колес более 100 штук применяют двусторонние штампы (рис. 4.3).

Для свободной выемки заготовок из штампа принимают значения штамповочных уклонов и радиусов закругленийR 6 мм.

Толщина диска С рекомендована для уменьшения влияния термической обработки на точность геометрической формы колеса

С = (0,35...0,4)b.