Задача 8. Проверочный расчет подшипников

 

Проверочный расчет предварительно выбранных в задаче 7 подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности С_rр, Н, с базовой С_r, Н, или базовой долговечности L_10h, ч, (L₁₀, млн. оборотов), с требуемой L_h, ч, по условиям:

C_rp ≤ C_r и L_10h ≥ L_h.

Базовая динамическая грузоподъемность подшипника С_r представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности L_10h, составляющей 10⁶ оборотов внутреннего кольца.

 

Определение пригодности подшипников на быстроходном валу

 

Проверить пригодность подшипника 7205 быстроходного вала.

Осевая сила в зацеплении F_a= 376,2 Н. Реакции в подшипниках

R_r1= 856,3 H; R_r2= 912,2 H.

Характеристика подшипников: С_r= 23,9 кН; С_0r= 17,9 кН; Х=0,40, V=1,0, К_б=1,1, К_T=1. Требуемая долговечность подшипников L_h= 15 ∙10³ ч.

1. Определяем составляющие радиальных реакций:

 

R_s1=0,83еR_r1=0,83·0,36·856,3=255,86 Н

R_s2=0,83еR_r2 =0,83·0,36·912,2=272,56 Н

 

2.Определяем осевые нагрузки подшипников

 

Так как R_s1< R_s2 и F_a > R_s2- R_s1, то R_а1 = R_s1=255,86 Н,

R_а2= R_а1+ F_a =255,86 +376,2=632 Н

3. Определяем соотношения:

 

R_a1/(VR_r1) =255,86/(1· 856,3) =0,29

R_a2/(VR_r2) = 632 / (1 · 912,2) = 0,69

 

4. По соотношениям R_a1/(VR_r1)<е и R_a2/(VR_r2)>е выбираем соответствующие формулы для определения R_Е

 

R_E1=VR_r1К_бК_Т =1 ·856,3· 1,1·1=942 Н

R_E2 = (X V R_r2 + Y R_а2) K_б K_т =(0,4 · 1 · 912,2 + 1,67 · 632) · 1,1 · 1 = 1562Н

 

5. Производим расчет динамической грузоподъемности по формуле:

 

С_rp = R_E2^m√60 · n · L_h/(а₁·10⁶ · а₂₃)= 1562 · ^3,33√60 · 955 · 15· 10³/(0,7· 10⁶)= =13217,5 H < С_r =23900 H — подшипник пригоден.

 

6. Рассчитываем долговечность подшипника:

 

L_10h = (а₁·10⁶ · а₂₃ /(60· n)) · (С_r / R_E2)^3,33 = 10⁶ · 0,7·(23900 / 1562) ^3,33 / (955 · 60) = =10⁵ > 15000 ч. — подшипник пригоден.

 

8.2 Определение пригодности подшипников на тихоходном валу.

 

Проверить пригодность подшипника 7207 тихоходного вала.

Осевая сила в зацеплении F_a= 376,2 Н. Реакции в подшипниках

 

R_r1= 1019,5 H; R_r2= 4102,5 H.

Характеристика подшипников: С_r= 35,2 кН; С_0r= 26,3 кН; Х=0,40, V=1,0, К_б=1,1, К_T=1. Требуемая долговечность подшипников L_h= 15 ∙10³ ч.

1. Определяем составляющие радиальных реакций:

 

R_s1=0,83еR_r1=0,83·0,36·1019,5=313 Н

R_s2=0,83еR_r2 =0,83·0,36·4102,5=1260 Н

 

2.Определяем осевые нагрузки подшипников

Так как R_s1< R_s2, то R_а1 = R_s1=313 Н,

R_а2= R_а1+ F_a =313 +376,2=689,2 Н

 

3. Определяем соотношения:

 

R_a1/(VR_r1) =313/(1· 4102,5) =0,076

R_a2/(VR_r2) = 689,2 / (1 · 1019,5) = 0,67

4. По соотношениям R_a1/(VR_r1)<е и R_a2/(VR_r2)>е выбираем соответствующие формулы для определения R_Е

 

R_E1=VR_r1К_бК_Т =1 ·1019,5· 1,1·1=1121 Н

R_E2 = (X V R_r2 + Y R_а2) K_б K_т =(0,4 · 1 · 4102,5 + 1,62 · 689,2) · 1,1 · 1 = =3033,3Н

 

5. Производим расчет динамической грузоподъемности по формуле:

 

С_rp = R_E2^m√60 · n · L_h/(а₁·10⁶ · а₂₃)= 3033,3 · ^3,33√60 · 239 · 15· 10³ /(0,7· 10⁶)= =16940 H < С_r =35200 H — подшипник пригоден.

 

6. Рассчитываем долговечность подшипника:

L_10h = (а₁·10⁶ · а₂₃ /(60· n)) · (С_r / R_E2)^3,33 = 10⁶ · 0,7·(35200 / 3033,3) ^3,33 / (239 · 60) = =171·10³ > 15000 ч. — подшипник пригоден.

 

Таблица 8.1Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников

Вал	Подшипник		Размеры dDВ, мм	Динамическая  грузоподъемность, Н		Долговечность, ч
	принят предварительно	выбран окончательно		Сrp	Cr	L10h	Lh
Б	7205	7205	25x52x16,5	13217,5	23900	100000	15000
Т	7207	7207	35x72x18,5	16940	35200	171000	15000

 

Задача 9. Конструктивная компоновка привода

 

Конструирование зубчатого колеса

 

В проектируемом приводе зубчатое колесо редуктора изготавливаем ковкой. Ступицу колеса располагаем симметрично относительно обода.

Определяем параметры обода зубчатого колеса, приведенные в таблице 10.1:

 

Таблица 9.1 Параметры зубчатого колеса

Элемент колеса	Параметр	Значение, мм
Обод	Диаметр	da = 130
	Толщина	S = 2,2 m + 0,05 b2 = = 2,2 ∙ 1,5 + 0,05 ∙ 26= 4,6=5
	Ширина	b2 = 26
Ступица	Диаметр внутренний	d = d3 =42
	Диаметр внешний	dст = 1,55 d = 1,55 ∙ 42 = 65
	Толщина	dст ≈ 0,3 d = 0,3 ∙ 42 = 13
	Длина	lст = 1,2· d = 1,2∙ 42 = 50
Диск	Толщина	C = 0,5(S + dст) = = 0,5 (5 + 13) = 9
	Радиус  закруглений и уклон	R≥6°, g≥7°

 

Конструирование валов

 

Из-за небольших размеров редуктора и очень малых погрешностей при расчете валов в задаче 7, размеры валов не изменились.

 

Конструирование подшипниковых узлов

 

Обе опоры конструируются одинаково, каждый подшипник предотвращает движение вала в одну сторону.

Достоинства:

1. Возможность регулировки подшипников;

2. Простота конструкции опор;

Недостатки:

1. Вероятность защемления тел качения;

2. Более жесткие допуски на размеры.

Но все-таки данная схема установки (враспор) наиболее распространена и предпочтительна.

 

Конструирование корпуса редуктора

 

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил возникающих, в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передаче. Наиболее распространенный способ изготовления корпусов литье из серого чугуна (например, СЧ 15).

Форма корпуса определяется в основном технологическими, эксплуатационными и эстетическими условиями с учетом его прочности и жесткости.

Габаритные размеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе редукторной пары и кинематической схемой редуктора.

Толщина стенок корпуса редуктора и ребер жесткости принимаются одинаковыми:

 

δ=1,8(Т₂)¼=1,8(105,4)¼= 6мм

 

Толщину стенки принимаем равной 7 мм (d_min=6).