VIII. Проверка долговечности подшипника

(см. § 9.7)

Ведущий вал (рис. 12.8). Из предыдущих расчетов имеем F_t = 3750 Н, F_r = 1400 Н и F_а = 830 Н; из первого этапа компоновки l₁ = 82 мм.

Реакции опор:

в плоскости хz

в плоскости уz

Проверка: R_y1 + R₂ – F_r = 868 + 532 – 1400 = = 0

Cуммарные реакции

Подбираем подшипники по более нагруженной

опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 308 (см. прило­жение, табл. ПЗ): d = 40 мм; D = 90 мм: В = 23 мм; С = 41,0 кН и С₀ = 22,4 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3)

в которой радиальная нагрузка Р_r1 = 2060 Н: осевая нагрузка Р_a = F_a = 830 Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэф­фициент безопасности для приводов ленточных конвейеров К_б = 1 (см. табл. 9.19); К_Т = 1 (см. табл. 9.20).

О

тношение этой величине (по табл. 9.18. соответству-

ет е = 0,23.

Отношение Х = 0,56 и Y= 1,88.

Расчетная долговечность, млн. об [формула (9.1)

Расчетная долговечность, ч

что больше установленных ГОСТ 16162 — 85 (см. также с 307).

Ведомый вал (рис. 12.9) несет такие же нагрузки, как и ведущий :

Нагрузка на вал от цепной передачи F_в = 5126 Н. Составляющие этой нагрузки

Из первого этапа компоновки l₂ = 82 мм и l₃ = 82 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz

Проверка R_x3 + R_x4 – (F_t + F_вх ) = 75 + 7275 – (3750 + 3600) = 0;

в плоскости yz

Проверка R_у3 + F_ву – (F_r + R_у4) = 1675 + 3600 – (1400 + 3875) = 0.

Суммарные реакции

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Шариковые радиальные подшипники 312 средней серии (см. табл. ПЗ):

d = 60 мм; D = 130 мм; В = 31 мм; С = 81,9 кН и С₀ = 48,0 кН.

Отношение этой величине (по табл. 9.18) соответст-

вует е  0,20 (получаем, интерполируя).

Отношение следовательно, X = 1, Y = 0. Поэтому

Р_э = P_r4VK_бK_Т = 8200 1  1,2  1 = 9840 Н.

(Примем К_б = 1,2, учитывая, что цепная передача усиливает неравномерность нагружения.)

Расчетная долговечность, млн. об

Расчетная долговечность, ч

здесь п = 194 об/мин -частота вращения ведомого вала.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36 000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10 000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ве­дущего вала 308 имеют ресурс L_h  60 ^. 10³ ч, а подшипники ведомого вала 312 имеют ресурс L_h  50 ^. 10³ ч.

IX. Второй этап компоновки редуктора

(рис. 12.10)

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Рис. 12.10. Второй этап компоновки редуктора

Примерный порядок выполнения следующий.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным раз­мерам, найденным ранее (см. п. IV). Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояние l₁. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать одну половину подшипника, а для второй половины нанести габариты);

б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающне кольца (см. рис. 9.39). Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1—2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники ( 40 мм). Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;

в) вычерчиваем крышки подшипников (см. рис. 9.31—9.33) с уплотнительными прокладками (толщиной  1 мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем свиде­тельствует вырыв на плоскости разъема.

Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах, заполненных пластичной смазкой. Уплотне­ния манжетного типа широко используют как при пластич­ных, так и при жидких смазочных материалах (см. §9.5);

г) переход вала  40 к присоединительному концу  32 мм выполняют на расстоянии 10—15 мм от торца крышки под­шипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки.

Длина присоединительного конца вала  32 мм определя­ется длиной ступицы муфты.

Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:

а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и уста­новку распорной втулки — с другой; место перехода вала от  65 мм к  60 мм смещаем на 2 — 3 мм внутрь распорной втулки с тем, чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца к торцу втулки (а не к заплечику вала!).

б) отложив от середины редуктора расстояние l₂, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники*;

в) вычерчиваем мазеудержнвающие кольца, крышки под­шипников с прокладками и болтами;

г) откладываем расстояние l₃ и вычерчиваем звездочку цеп­ной передачи; ступица звездочки может быть смещена в одну сторону для того, чтобы вал не выступил за пределы редук­тора на большую длину.

Переход от 60 мм к 55 мм смещаем на 2 — 3 мм внутрь подшипника с тем, чтобы гарантировать прижатие кольца к внутреннему кольцу подшипника (а не к валу!). Это кольцо — между внутренним кольцом подшипника и ступи­цей звездочки — не допускает касания ступипы и сепаратора подшипника;

д) от осевого перемещения звездочка фиксируется па валу торцовым креплением. Шайба прижимается к торцу ступицы одним иди двумя винтами. Следует обязательно предусмотреть зазор между торцом вала и шайбой в 2 — 3 мм для натяга.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призма­тические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Вы­черчиваем шпонки, принимая их длины на 5 — 10 мм меньше длин ступиц.

Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых ко­лес и звездочки относительно опор. При значительном изме­нении этих расстояний уточняем реакции опор

* Если нет особых указаний, то можно располагать оси подшипников ведущего и ведомого валов на одной прямой линии.

и вновь про­веряем долговечность подшипников.