В редукторах с косозубыми колесами на опоры всегда действует осевая нагрузка, возрастающая с увеличением угла наклона зубьев. Если угол наклонаβ≤9o, то можно устанавливать радиальные шарикоподшипники, а приβ > 9o - 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 = (XVFrподш.+ YFa)КбКт
б) для радиальных роликовых подшипников с короткими цилиндрическими роликами Р, кН, по формуле
P = FrподшVКбКт
где Frподш - радиальная нагрузка подшипника; F„ - осевая нагрузка подшипника; Χ,Υ — коэффициенты нагрузок;
V - коэффициент вращения (зависит от того, какое из колец подшипника вращается);
Кб - коэффициент безопасности (динамический коэффициент, зависящий от характера нагрузки);
Κт- 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 Кт 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, Кт= 1,0.
Значения коэффициентов нагрузки X и Υ выбираются по табл. 12 прил. 3, для чего необходимо определить из каталога подшипников качения статическую грузоподъемность Со и найти отношение Fa/Co. Затем сравнить отношение Fa/VFrподш 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 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 Lh, ч,
где γ = 3 - для шариковых подшипников, γ = 10/3 - для роликовых;
n- частота вращения кольца, об/мин.
Если значение Lh 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 1/2толщины 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 - 15, прил. 3. Остальные геометрические характеристики конструкции зубчатых колес, валов и корпусов редукторов выбираются пропорционально принятому аналогу или прототипу редуктора из по табл. 18, 19, 20.
Приложение 1 Титульный лист курсовой работы
