22. Расчет подшипниковых крышек корпуса редуктора

Подшипниковые крышки необходимы для герметизации подшипниковых узлов, осевой фиксации подшипников, восприятия от подшипников осевых нагрузок и передачи этих нагрузок корпусу редуктора.

В зависимости от способа установки различают накладные, или привертные, и закладные (врезные) подшипниковые крышки.

В зависимости от наличия или отсутствия в крышке отверстия, необходимого для прохода вала, подшипниковые крышки бывают сквозные, конструктивные формы которых зависят от принятого способа уплотнения вала, и "глухие", конфигурация которых зависит от метода их изготовления и способа закрепления подшипника на валу.

В большинстве случаев накладные подшипниковые крышки (в отличие от закладных) не конструируют, а выбирают по таблице соответствующего ГОСТ.

Форму и размеры глухих накладных крышек регламентируют

ГОСТ 13219.1-81 – ГОСТ 13219.4-81, а сквозных: с манжетным уплотнением – ГОСТ 13219.5-81 – ГОСТ 13129.10--81 и с щелевым уплотнением – ГОСТ 13219.11-81 .

Материал, точность изготовления и другие технические требования к накладным подшипниковым крышкам регламентирует ГОСТ 13219.17-81.

Однако из-за того, что одну из крышек придется устанавливать в стакан, а две другие не возможно выбрать из стандартных, то все подшипниковые крышки нужно проектировать.

Конструктивное оформление внутренних полостей нестандартных крышек зависит от принятого типа уплотнения вала. Типовые формы фланцев нестандартизованных накладных крышек показаны на рис.. Крышки с такими формами фланцев изготавливают литыми из чугуна марки СЧ15 ГОСТ1412-85 Круговая форма фланца, как наиболее простая в изготовлении, типична для крышек индивидуального и мелкосерийного производства. Однако на осуществление такой формы требуется повышенный (по сравнению с другими) расход металла.

Размеры фланцев (их толщину и наружный диаметр) определяют форма и размеры отверстий, предназначенных для размещения винтов или шпилек, которыми крышка крепится к корпусу редуктора.

Применение шпилек (вместо крепежных винтов) для крепления подшипниковых крышек к корпусу редуктора целесообразно только в том случае, когда для винтов будет неизбежным их частое завинчивание и отвинчивание, вызывающее повышенный (особенно в корпусах из легких сплавов) износ витков резьбы крепежных отверстий подшипниковых гнезд корпуса редуктора. В свою очередь, изношенные витки резьбы значительно легче разрушить (смять, срезать). В связи с этим, резко возрастает вероятность появления при эксплуатации редуктора вырывания винтов подшипниковых редукторных крышек из своих, ослабленных таким образом, крепежных резьбовых отверстий.

Подобный случай наиболее характерен для крепежных винтов крышки узла шестерни конической передачи, являющегося самостоятельным сборочным подузлом редуктора (рис. 8.6, а), так как в процессах регулировки зазоров в подшипниках и осевого положения конической шестерни, осуществляемых при общей сборке редуктора, их будут многократно отвинчивать и снова завинчивать.

Если при изготовлении подшипниковых крышек не применялось литье в кокиль или оболочковые формы, то в этом случае необходима механическая обработка поверхностей крышки, на которые будут опираться стопорные шайбы, предотвращающие самоотвинчивание винтов (гаек шпилек).

Заходный цилиндрический поясок подшипниковой крышки обеспечивает довольно точное ее центрирование в посадочном отверстии гнезда подшипника. В связи с этим, диаметр d₀ крепежных отверстий во фланце нестандартной крышки, в соответствии с ГОСТ 11284-75, можно назначать всего на (1…2) мм больше наружного диаметра d резьбы винтов или шпилек.

С учетом выше сказанного перейдем к конструированию подшипниковой крышки, которая будет располагаться на быстроходном валу редуктора.

Наружный диаметр резьбы d и количество Z шпилек, которыми нестандартные подшипниковые крышки будут крепиться к корпусу редуктора, назначим по [2, табл. 5.2].

В зависимости от установочного диаметра стакана d = 8мм, Z = 4.

Необходимый класс прочности шпилек выбирают по ГОСТ 1759-70. Этот выбор производят в зависимости от требуемого (по условию обеспечения статической прочности стержня шпильки при действии пиковой нагрузки) значения предела текучести _т материала шпилек.

Требуемое значение _Т , МПа, предела текучести материала винтов (шпилек) крепления подшипниковых крышек к корпусу редуктора определяют, исходя из условия статической прочности тела их резьбовых участков при действии пиковых нагрузок, по следующей зависимости:

где F_{a max} – осевое усилие, передающееся от наиболее нагруженного (в осевом направлении) подшипника рассматриваемого вала редуктора на его крышку при пиковом нагружении редуктора, Н;

[S_T] – необходимое значение коэффициента запаса по текучести мате­риа­ла крепежных винтов (шпилек);

К_зат – коэффициент запаса усилия затяжки винтов (шпилек);

– коэффициент внешней нагрузки на винт;

z – принятое количество винтов (шпилек) для крепления подшипниковой крышки к корпусу редуктора;

d₁ – внутренний диаметр резьбы принятых винтов (шпилек), определяе­мый по ГОСТ 9150-81 (табл. 11.1).

Осевое усилие F_{a max} , Н, действующее на крышку наиболее нагруженного (в осевом направлении) подшипника рассматриваемого вала редуктора при его пиковом нагружении, определяют по следующей формуле:

F_{a max} = K_пик F_{a ном} K_S ,

где K_пик = Т_пик / Т_ном – кратность пикового вращающего момента Т_пик номинальному вращающему моменту Т_ном, K_пик =2.2;

F_{a ном} – осевое усилие, действующее на рассматриваемую подшипниковую крышку при номинальном режиме нагружения редуктора, F_{a ном} = 316 Н;

K_S – коэффициент динамичности приложения нагрузки к рассматриваемой подшипниковой крышке, возникающей при пуске редуктора, K_S = 2

F_{a max} = 2.2·316·2 = 1390 Н.

Обычно при техническом обслуживании (проводимом в процессе эксплуатации) редукторов общего назначения контроль уровня затяжки резьбовых соединений их деталей – отсутствует. В связи с этим, значения коэффициента запаса [S_T] для крепежных винтов (шпилек) подшипниковых крышек таких редукторов назначают для шпилек из углеродистой стали [S_T] = 5.

Величину K_зат коэффициента запаса усилия затяжки крепежных винтов (шпилек) выбирают в зависимости от критерия работоспособности стыка соединяемых деталей, вида прокладок в этом стыке и типа нагрузки на стык.

Так как подшипниковая крышка уплотнена резиновым кольцом или пастой "Герметик", то в этом случае К_зат = 2.5.

В связи с наличием в стыке рассматриваемых деталей плоских металлических прокладок, значение коэффициента внешней нагрузки, действующей на винт (шпильку) их крепления, можно назначить в пределах = 0.3.

МПа

В связи с найденным значением класс прочности шпилек 3.6 по ГОСТ 1759-70.

Необходимую глубину h_н завинчивания шпильки в корпус редуктора назначим равной 1.5d. Значение h_н округляем до ближайшей стандартной величины l₁ длины ее резьбового конца, l₁=12мм.

Требуемую длину шпилек l^ , мм, определяют по формуле

l^ = H_г + S + _ + (3…5) ,

где Н_г – высота гайки, Н_г = 6.5мм;

S – толщина стопорной шайбы, S = 2мм;

_ – суммарная толщина фланца крышки и набора прокладок, _ = 15мм.

l^ =6.5+2+15+5 = 23.5мм

Согласуя с ГОСТ l^ = 25мм.

Проверку достаточности фактической глубины завинчивания в корпус шпилек l₁ и винтов h = l - _ производят по условию отсутствия смятия и среза витков резьбы в отверстиях корпуса редуктора при действии пиковых нагрузок.

Условием отсутствия смятия и среза витков резьбы в крепежных отверстиях наиболее нагруженного (в осевом направлении) подшипникового гнезда рассматриваемого вала редуктора при действии пиковых нагрузок служит одновременное выполнение следующих неравенств:

;

,

где , – соответственно, напряжения смятия и среза, возникаю­щие в витке резьбы рассматриваемых отверстий при пиковом нагружении редуктора, МПа;

F_{a max} – осевое усилие, передающееся на крышку рассматриваемого подшипникового гнезда при пиковом нагружении редуктора, Н;

K_ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между витками резьбы;

Z₀ – количество крепежных отверстий в рассматриваемом подшипниковом гнезде

Z_P – расчетное число витков резьбы на глубине h (l₁) завинчивания вин­тов (шпилек) в рассматриваемое отверстие;

Р – шаг резьбы в рассматриваемых отверстиях, мм, назначаемый по ГОСТ 8724-81

К_n – коэффициент полноты резьбы в отверстии (для метрических резьб К_n = 0,88);

d , d₁ – соответственно, наружный и внутренний диаметры резьбы в рассматриваемых отверстиях, мм;

[_cм] , [_ср] – допускаемые напряжения, гарантирующие отсутствие, соответственно, смятия и среза витков резьбы рассматриваемых отверстий, МПа.

Величину коэффициента К_ выбирают в зависимости от отношения пре­делов прочности при растяжении материалов винта (шпильки) _{вр в} и корпуса _{вр к} К_ = 1,65…1,8 при _{вр в} / _{вр к}  1,3. К_ =1.5

Для шпилек расчетное число витков резьбы Z_р на проверяемой глубине завинчивания l₁ определяют из аналогичного условия:

Z_р = l₁ / P  6 .

Если число витков резьбы Z_р  6, то в уравнение прочности подставляют Z_р = 6. Это обусловлено тем, что следующие (за 6-м) витки резьбы практически не воспринимают внешнюю осевую нагрузку (например, 8-й виток восприни­мает только 2% нагрузки, а 10-й – всего 0,89%), Z_р = 6.

МПа

МПа

Допускаемые напряжения смятия [_cм] и среза [_ср] для витков резьбы рассматриваемых отверстий назначают в долях от допускаемого напряжения растяжения [_р] материала корпуса редуктора. Величина этой доли зависит от вида крепежных деталей (винты или шпильки) завинчиваемых в отверстия рассматриваемого подшипникового гнезда редуктора.

при использовании шпилек

[_cм] = [_р] ; [_ср] = (0,5…0,7)[_р] .

Для корпусов редукторов, изготовленных из серого чугуна, под _пред понимают предел прочности чугуна при растяжении _{в р}, а коэффициент запаса прочности (по неразрушению) [S_в] в этом случае назначают в пределах [S_в] = 3,0…3,5; [S_в] =3.5 .

[_р] = _пред / [S] ,

где _пред – предельное (для материала корпуса) напряжение растяжения, _пред = 200 МПа;

[_р] =200/3.5 = 57 МПа.

[_cм] =57МПа,

[_ср] = 0.5[_р] = 28.5 МПа.

Очевидно, что условия выполняются. Можно использовать стандартные шпильки с резьбой М8.

Наружный диаметр фланца нестандартных подшипниковых крышек D_фл рекомендуется [4, с. 102] определять по следующей зависимости:

= 110мм,

Диаметр D₀ окружности, на которой располагают центры крепежных от­верстий фланца подшипниковых крышек, вычисляют по формуле

= 92мм.

Накладные подшипниковые крышки устанавливают в предназначенное для них отверстие корпуса редуктора по посадке H7/h8, а номинальное значение D_a наружного диаметра их заходного пояска назначают равным номинальному значению наружного диаметра выбранного подшипника, за исключением крышек-стаканов.

Аналогичным образом конструируем крышки тихоходного вала.

Требуемое значение _Т , МПа, предела текучести материала винтов (шпилек) крепления подшипниковых крышек к корпусу редуктора определяют, исходя из условия статической прочности тела их резьбовых участков при действии пиковых нагрузок, по следующей зависимости:

F_{a max} = K_пик F_{a ном} K_S ,

где K_пик = Т_пик / Т_ном = 2.2;

F_{a ном} = 739 Н, K_S = 2.

F_{a max} = 2.2·739·2 = 3250 Н.

Обычно при техническом обслуживании (проводимом в процессе эксплуатации) редукторов общего назначения контроль уровня затяжки резьбовых соединений их деталей – отсутствует. В связи с этим, значения коэффициента запаса [S_T] для крепежных винтов (шпилек) подшипниковых крышек таких редукторов назначают для шпилек из углеродистой стали [S_T] = 5.

К_зат = 2.

В связи с наличием в стыке рассматриваемых деталей плоских металлических прокладок, значение коэффициента внешней нагрузки, действующей на винт (шпильку) их крепления, можно назначить в пределах = 0.2.

МПа

В связи с найденным значением класс прочности шпилек 5.6 по ГОСТ 1759-70.

Необходимую глубину h_н завинчивания болта в корпус редуктора назначим равной 1.5d.

Требуемую длину винтов l^ определяют по очевидной формуле

l^ = S + _ + h_н ,

где S – толщина стопорной шайбы;

_ – суммарная толщина фланца крышки и набора прокладок;

h_н – необходимая глубина завинчивания винта в корпус редуктора.

l^ =15мм

Округлим до стандартной величины l^ =16мм.

Проверку достаточности фактической глубины завинчивания в корпус винтов h = l - _ производят по условию отсутствия смятия и среза витков резьбы в отверстиях корпуса редуктора при действии пиковых нагрузок.

Условием отсутствия смятия и среза витков резьбы в крепежных отверстиях наиболее нагруженного (в осевом направлении) подшипникового гнезда рассматриваемого вала редуктора при действии пиковых нагрузок служит одновременное выполнение следующих неравенств:

;

,

К_ =1.8, h = 12мм.

Z_р = 6.

МПа

МПа

Допускаемые напряжения смятия [_cм] и среза [_ср] для витков резьбы рассматриваемых отверстий назначают в долях от допускаемого напряжения растяжения [_р] материала корпуса редуктора. Величина этой доли зависит от вида крепежных деталей (винты или шпильки) завинчиваемых в отверстия рассматриваемого подшипникового гнезда редуктора.

[_cм] = (0,5…0,6)[_р] ; [_ср] = (0,25…0,45)[_р] ;

[_р] = _пред / [S] ,

где _пред – предельное (для материала корпуса) напряжение растяжения, _пред = 200 МПа;

[S_в] =3.0

[_р] =200/3 = 67 МПа.

[_cм]=0.6·67 =40МПа, [_ср] =0,45·67=18МПа.

Условия выполняются.

Наружный диаметр фланца нестандартных подшипниковых крышек D_фл = 105мм.

Диаметр D₀ окружности, на которой располагают центры крепежных отверстий фланца подшипниковых крышек D₀ = 80.

Толщина стенки 4мм. Вид и внутренняя полость крышки разрабатываются исходя из конструктивных соображений.