2.2. Опоры с коническими и шариковыми радиально-упорными подшипниками

Для промежуточных валов редукторов с цилиндрическими зубчатыми колесами, в основном, применяется схема «враспор», показанная на рис. 2.2.

Рис. 2.2

2.2.1. Радиально-упорные конические подшипники (тип 7000)

Конические радиально-упорные подшипники подбираются по ГОСТ 333-79 исходя из ранее найденного диаметра d_П . Из каталога находятся их параметры – размеры, динамическую грузоподъемность C и статическую грузоподъемность C₀, а также параметр осевого нагружения e и коэффициент осевой нагрузки Y. В случае, если в таблицах параметр e не приводится, его можно вычислить из условия: e = 1,5  tg, где  – угол контакта (обычно  = 12…18).

Радиальные нагрузки определены выше (это F_r3 и F_r4), осевые нагрузки определяются в следующем порядке:

1) составляется уравнение равновесия, для нашего случая:

F_A + F_a3 – F_a4 = 0;

2) подсчитываются значения собственных осевых составляющих

S₃ = 0,83  e  F_r3;

S₄ = 0,83  e  F_r4;

3) для обеспечения работоспособности подшипника необходимо соблюдения условий

F_a3  S₃ и F_a4  S₄,

нарушение которых приводит к перераспределению нагрузки на тела качения на один – два ролика и к резкому сокращению ресурса подшипника;

4) определяются F_a3 и F_a4, для чего статически неопределимая задача решается методом попыток. Сначала предполагают F_a3 = S₃, при этом

F_a4 = F_A + S₃  S₄.

При соблюдении этого условия назначаем:

F_a3 = S₃ и F_a4 = F_A + S₃.

В противном случае принимают:

F_a4 = S₄ и F_a3 = S₄ – F_A.

Эквивалентна нагрузка подсчитывается по формулам:

– при F_a / (V  F_r)  e,

P = V  F_r  K_д  K_t; (2.1)

– при F_a / (V  F_r) > e,

P = (X  V  F_r + Y  F_a)  K_д  K_t

с подстановкой X = 0,4 и Y, выбранного из каталога.

Далее определяется ресурс подшипника L_h (см. п. 2.1) и проверяется условие L_h  L_he.

2.2.2. Радиально-упорные шариковые подшипники (тип 6000)

Алгоритм определения осевых сил аналогичен приведенному в п. 2.2.1, однако значение параметра осевого нагружения e зависит от отношения радиальной нагрузки к осевой F_a / (V  F_r) нелинейно и значение e определяется по табл. 16.5 [2], по которой можно в зависимости от соотношения F_a / (V  F_r)  e или в противном случае выбрать коэффициенты X и Y и найти эквивалентную нагрузку по формулам (2.1).

3. Третий этап рГр. Конструирование основных соединений, разработка эскиза компоновки и определение основных размеров корпусных деталей

3.1. Соединение вал-ступица

Передача вращающего момента Т в соединениях зубчатых колес с валами могут быть выполнены с использованием шпонок (призматических ГОСТ 23360-78 и сегментных ГОСТ 24071 - 80) или зубчатыми (шлицевыми) прямобочными по ГОСТ 1139 - 80 или эвольвентными по ГОСТ 6033 - 80 соединениями.

3.1.1. Соединение призматическими шпонками

Подбор шпонок производится по таблицам стандартов в функции диаметра вала d, определяющего ширину шпонки b и высоту h. Принимая величину допускаемых напряжений смятия [_см] = 80…120 МПа, определяют рабочую длину шпонки (мм) по формуле:

l_р  4T10³ / (d  h  [_см]).

Полная длина шпонки первого исполнения (со скругленными торцами)

l = l_р + b/

Полученное значение согласуется со стандартом (см. табл. 19.11, [3]) и принимается из ряда длин, указанного в этой таблице. Обозначение шпонки, например, для вала d = 48 мм. Шпонка 14963 ГОСТ 23360-78.

3.1.2. Соединение сегментными шпонками

Размеры таких шпонок характеризуются фиксированным значением ее длины l, поэтому их расчет возможен только в виде проверочного:

_см = 2  Т  10³ / (k  l  d)  [_см],

где k – высота площадки контактирования шпонки с пазом вала.

3.1.3. Соединения прямобочные зубчатые (шлицевые)

Применяются в случае недостаточной нагрузочной способности шпонками, поскольку производство таких соединений малыми сериями нерентабельно.

Расчеты таких соединений проводят как в проектном, так и в проверочном вариантах.

Проектный расчет сводится к выбору соединения по стандарту (предпочтительно легкой серии) в функции диаметра вала. По таблицам ГОСТ устанавливаются: D – наружный диаметр, d – внутренний диаметр, размеры фасок f, число зубьев. Назначается способ центрирования. Далее принимая допускаемые напряжения смятия для неподвижных соединений [_см] по табл. 6.1 [2], определяем необходимую длину соединения (мм):

l = 2  Т  10³ / (z  h  d_ср  [_см]),

где d_ср – средний диаметр соединения, d_ср = 0,5  (D + d); h – высота зуба, h = 0,5  (D – d) – f (мм).

Проверочный расчет проводят в форме:

_см = 2  Т  10³ / (z  h  d_ср  l)  [_см].

3.1.4. Соединения зубчатые (шлицевые) эвольвентные

Применяются, в основном, в авиационной промышленности из-за высокой нагрузочной способности и хорошей приспособленности к условиям малосерийного производства на универсальном зуборезном оборудовании.

Параметры – модуль m, число зубьев z, коэффициенты смещения и т.п., определяют в функции диаметра D соединения.

Расчеты проводят по вышеприведенному методу (см. п. 3.1.3) со следующими особенностями:

– средний диаметр определяется по формуле:

d_m = m  z;

– высота зуба:

h = 0,8  m.