Проектування редуктора (стр. 5 из 6)

Уточнювальний розрахунок валів редуктора виконується після завершення компановки редуктора, коли визначена їх конструкція (діаметри і довжини участків вала, відстані між серединами опор, коліс, шківа і півмуфти). За величинами тангенціальної, радиальної та осьової сил, знайдених із розрахунку кожної зубчатої пари, радіальної сили F_в від пасової передачі, і радіальної сили F_{к ,}, яка зумовлена зміщенням вихідного вала редуктора і вала компресора, знаходяться реакції опор R_х і R_у в горизонтальній ZОХ і вертикальній ZОУ площинах вала та будуються епюри згинальних і скручувальних моментів, і визначаються величини еквівалентних напруг у небезпечних перетинах. Уточнювальний розрахунок вала заключаєтся у визначенні коефіцієнтів запасу міцності S в небезпечних перетинах і перевірці умов дотримання міцності S³[S], де [S]=2,5 – допустиме значення коефіцієнта запасу міцності.

Припускається, що нормальні згинальні напруги змінюються за симетричним циклом, а дотичні від скручування – за пульсуючому. Для заданого матеріалу зубчатого колеса і його термообробки за [3] табл. 3.3, с.34-35 знаходять середнє значення напруги s_в залежно від діаметра його заготовки. Коефіцієнт запасу міцності в небезпечному перетині вала дорівнює

Коефіцієнт запасу міцності за нормальною напругою дорівнює

Межа витривалості згинання для симетричного циклудорівнює: s_-1=0,43s_в – для вуглецевих конструкційних сталей; s_-1= 0,35s_в+(70…120)×10⁶ Па – для легованих сталей.Ефективний коефіцієнт концентрації нормальних напруг К_sвизначається за [3] табл. 8.2-8.7, с.163-166. Масштабний фактор для нормальних напруг e_sзнаходиться за [3] табл. 8.8, с.166. Коефіцієнт, який враховує вплив шорсткості поверхні, b=0,97…0,9 при R_a=0,32…2,5 мкм. Амплітуда циклу нормальних напруг s_uдорівнює найбільшій напрузі згину в небезпечному перетині вала. Середня напруга циклу нормальних напруг дорівнює

. При F_a=0 і s_m=0. Для вуглеводних сталей береться коефіцієнт y_s=0,2, для легованих сталей y_s=0,25…0,3.

Коефіцієнт запасуміцності за дотичним напругами дорівнює

Межа витривалості конструкційних сталей при симетричному циклі скручування дорівнює t-₁=0,58s_-1. Інші значеня у формулі S_t маютьтакий самий зміст, що у формулі для S_s, тільки відносяться до напруг скручення. Значення e_tнаведені в [3] табл. 8.8, с. 166, значення К_t - [3] табл. 8.2-8.8, с. 163-166. Для конструкційних сталей береться y_t=0,1. Напруги t_uіt_mдорівнюють t_u = t_m = 2,5

, де Т іd – скручувальний момент і діаметр вала в перетині, яке розглядається. Якщо у небезпечному перетині є декілька концентраторів напруг (галтель, виточка, шпоночна канавка, шліци, напресована деталь, наскрізний радіальний отвір), то враховується тільки один ‑ з більшим відношенням

. Для ступінчастих валів редуктора розмірискосів, фасок, радіусів галтелей беруть за [3] рис. 8.4-8.5, с. 167-168.

4.10 Перевірний розрахунок підшипників

Для виконання перевірного розрахунку підшипників для кожної із опор визначається осьова реакція Р_а= F_a і сумарна радіальна реакція

. Підбір радіальних підшипників (шарикових чи з циліндричними роликами), відстань між якими і посадковий діаметр внутрішнього кільця dвідомі після виконання компонування редуктора, ведеться у такому порядку:

- визначаються еквівалентні навантаження підшипників;

- задавшись довговічністю L_h найбільш навантаженого підшипника, обчислюють його динамічну вантажопідйомність С, яка необхідна;

- за діаметром посадкового місцяна валу підбирається номер підшипника, починаючи з легких серій, і перевіряється виконання умови С£ [С], де [С] – динамічна вантажопідйомність із [3] табл. П3-П5, с. 392-398 чиіз [2] табл. 24.10-24.18, с. 380-389, абоіз [4, 5]. Якщо умова не виконується, для того самого діаметра dбереться підшипник середньої чи важкої серії, чи дворядний або іншого типу.

Підбір радіально-упорних шарикових і конічних роликових підшипників, для вала яких відомі точки прикладання радіальних реакцій (розмір а, який залежить від е), ведеться в такому порядку:

- обчислюються еквівалентні навантаження підшипників (коефіцієнти Х і У залежать від величини е, яка визначається типорозміром підшипника);

– за[3] табл. П6-П7, с. 399-404 чи [2] табл. 24.15-24.18, с. 385-389, чи із [4, 5] визначається динамічна вантажопідйомність підшипника;

– заеквівалентним навантаженням і динамічною вантажопідйомністю знаходиться теоретична довговічність підшипника, яка повинна бути не менше тієї, яка вимагається, в протилежному разі беруться підшипники інших серій і типів.

Коли частота обертів кільця більше 1 об/хв, підшипники підбираютьза динамічною вантажопідйомністю.

Номінальна довговічність (ресурс) підшипника в міліонах обертів дорівнює

де С – динамічна вантажопідйомність за каталогом, Н;

Р – еквівалентненавантаження, Н;

р = 3 - для шарикопідшипників;

р = 3,33 – для роликопідшипників.

Номінальна довговічність в годинах дорівнює

де n – частота обертів кільця підшипника, об/с. Еквівалентне навантаження для радіальних сферичних шарикопідшипників, а також однорядних радіально-упорних шарико- і роликопідшипників визначається за формулою

при

де коефіцієнт V=1 при обертанні внутрішнього кільця підшипника;

коефіцієнти Х іY вибираються за [3] табл. 9.18, с. 212-213 і табл. П4, с. 395-396, чи за [2] табл. 7.1, с. 81, табл. 24.11, с. 381;

коефіцієнт К_б=1,5…1,7 [2] табл. 7.3, с. 84;

коефіцієнт К_Тбереться за [3] табл. 9.20, с. 214 залежно від робочої температури підшипника t(для звичайних редукторів t£100^оС).

Таблиця 4.11

t, ^оС	£100	125	150	175	200	225	250	350
К_Т	1	1,05	1,1	1,15	1,25	1,35	1,4	1,45

Еквівалентне навантаження для підшипників з короткими циліндричними роликами (без бортів на кільцях) дорівнює

Еквівалентне навантаження для упорних шарико- і роликопідшипників дорівнює

Осьове навантаження не впливає на величину еквівалентного, якщо

тобтоу формулі для Р береться Y=0. Якщо для дворядних підшипників

то динамічну вантажопідйомність С необхідно брати такою, як для однорядного підшипника. Для радіально-упорних підшипників з номінальним кутом контактуa=15^оі конічних роликопідшипників коефіцієнти Х іY вибираються залежно від коефіцієнта е, кута aівідношення

. Для радіальних і радіально-упорних шарикопідшипників зкутом a <15^о. Коефіцієнти Х іY вибираються завідношенням

, де С_о – статичнавантажопідйомність. Для дворядних радіально-упорних шарикових чи конічних роликових підшипників навіть невеликі осьові зусилля впливають на величину еквівалентного навантаження.

У радіально-упорних підшипниках при дії на них радіальних навантажень виникають осьові складові, які визначаються за формулами:

- для конічних роликопідшипників S= 0,83eF_r, H;

- для шарикових радіально-упорних підшипників S=eF_r, Н.

Якщо радіально-упорні підшипники Iі II установлені на кінцях вала врозпір чи врозтяж, то результуючи осьові навантаження кожного підшипника визначаються з урахуванням дії зовнішнього осьового навантаження F_а і осьових складових від радіальних навантажень, які діють на кожний підшипник за табл. 4.12 для різних випадків навантаження силами S_I і S_II.

Таблиця 4.12

Номерпо порядку	Умови навантаження	Осьові навантаження
1	S_I> S_II; F_a³0	F_aI= S_IF_aII= S_I+ F_a
2	S_I< S_II; F_a³ S_II - S_I	F_aI= S_IF_aII= S_I+ F_a
3	S_I£ S_II; F_a£ S_II - S_I	F_aI= S_II – F_aF_aII= S_II

При визначенні осьових навантажень дворядних радіально-упорних підшипників осьові складові S не враховуються.

Рекомендаціїза вибором радіально-упорних шарикопідшипників залежно від

ікута контакта наведені в [3] табл. 9.22, с. 217.

Відстань а для однорядних радіально-упорних шарикопідшипників дорівнює

м.

Для однорядних роликових конічних підшипників вона дорівнює

м.

ВеличиниB, d, T, a,eвибираються за[3] табл. П6-П7, с. 399-404. Посадку підшипників вибирають так, щоб кільце, яке спрягається з деталлю (валом), що обертається, мало натяг, а інше кільце, яке спрягається знерухомою деталлю (корпусом чи стаканом), мало невеликий зазор. Посадки кілець підшипників наведені в [3],табл. 9.10-9.11, с. 202. Характер навантаження кілецьпідшипників редуктора береться циркуляційним. Осьове фіксування внутрішніх кілець підшипника на валу здійснюється круглими шліцевими гайками зі стопорними багатолапчатими шайбами [3],табл. 9.1 - 9.2, с. 188-190 чи стопорними упорними пружинними кільцями [3], табл. 9.5, с. 194 і табл. 9.6, с. 195-196. Осьове фіксування зовнішніх кілець підшипника здійснюється стопорними упорними пружинними кільцями [3], табл. 9.3, с. 191-192 ітабл. 9.4, с. 192-193, а також притискними кришками (глухими, наскрізними чи врізними) [3] рис. 9.31-9.33, с. 198.