Габариты подшипников качения назначают на первом этапе компоновки (эскизного проектирования) сугубо ориентировочно – по ширине В = 18…27 мм, по диаметру наружных колец D =70..120 мм. Меньшие значения рекомендуются для входных валов; большие – для выходных валов редукторов средних размеров общего назначения (a w £ 350 мм). Для промежуточных валов можно брать усредненные значения.
Перед размещением подшипников решается вопрос об их смазке. Система смазки выбирается в зависимости от скорости вращения тихоходных зубчатых колес. Если скорость небольшая (v£ 2 м/с), способ разбрызгивания может не обеспечить смазку подшипников и тогда для подшипников планируют раздельную смазку (пластичными маслами).
Для дальнейшего конструирования необходимо выбрать тип и размеры подшипника по воспринимаемым нагрузкам и диаметру вала. Ниже приведены виды наиболее часто используемых подшипников.
На рис. 1.7 представлены типы подшипников: а – шариковый радиальный; б – шариковый двухрядный сферический; в – роликовый радиальный; г – шариковый радиально-упорный; д – роликовый радиально-упорный; е – шариковый упорный. Ниже даны основные размеры подшипников.
Выбор типа подшипника зависит от вида редуктора. Для опоры валов редукторов с цилиндрическими прямозубыми колесами чаще всего используют шариковые радиальные подшипники (рис. 1.7, а ) легкой серии. Если при последующих расчетах грузоподъемность подшипника окажется недостаточной, применяют подшипники последующих серий большей грузоподъемности.
В цилиндрических редукторах с косозубыми колесами применяют шариковые радиально-упорные подшипники (рис. 1.7, г ), а при больших нагрузках и размерах редукторов – конические роликовые (рис. 1.7, д ).
Конические и червячные колеса должны быть точно зафиксированы. Поэтому в силовых передачах для опор валов конических и червячных колес применяют конические роликовые подшипники. Здесь также первоначально выбирают подшипники легкой серии. В опорах червяка в силовых червячных передачах из-за больших силовых нагрузок применяют шариковые радиально-упорные и роликовые конические подшипники.
Для опор плавающих валов шевронных передач применяют радиальные подшипники с короткими цилиндрическими роликами (рис.1.7, в ).
а б в г д е
Размеры основных типов подшипников
Рис. 1.7. Типы подшипников качения и их размеры.
Подшипники сферические двухрядные (рис. 1.7, б ) применяются при больших перекосах или длинных валах. Упорные подшипники (рис. 1.7, е ) используются при значительных осевых нагрузках.
В конструкции подшипниковых узлов должны быть предусмотрены способы фиксации положения вала от осевых смещений. Для этой цели используются два типа опор: фиксирующие и плавающие . В фиксирующих опорах ограничивается осевое перемещение вала в одном или в обоих направлениях. В плавающих опорах осевое перемещение вала в любом направлении не ограничено. Фиксирующая опора воспринимает радиальную и осевые силы, а плавающая опора – только радиальную. Плавающие опорычасто используются в червячных передачах (рис.2.13)
На рис.1.8 – 1.12 показана вторая эскизная компоновка различных редукторов.
Рис.1.8. Второй этап эскизной компоновки цилиндрического и конического одноступенчатого редуктора
Рис.1.9. Второй этап эскизной компоновки червячного одноступенчатого редуктора с нижним расположением червяка
Рис. 1.10. Второй этап компоновки двухступенчатого цилиндрического редуктора
При раздвоенной быстроходной (или тихоходной) ступени (рис.1.11) колеса расположены симметрично относительно опор, что приводит к меньшей концентрации нагрузки по длине зубьев, чем при применении обычной развернутой. Это позволяет иметь в рассматриваемом случае менее жесткие валы.
Соосная схема (рис.1.12) позволяет получить меньшие габариты по длине: это ее основное преимущество. В соосных редукторах быстроходная ступень обычно недогружена, так как силы, возникающие в зацеплении колес тихоходной ступени значительно больше, чем в быстроходной, а межосевые расстояния ступеней должны быть одинаковы (а wБ = а wТ ). Указанное обстоятельство является одним из основных недостатков соосных редукторов.
Выбор подшипников зависит от трех основных факторов: нагрузки, скорости и срока службы. Но при этом следует принимать во внимание и другие условия работы, равно как и затраты на установку, эксплуатационные расходы и доступность на рынке. Необходимо учесть следующие аспекты:
- Нагрузка: радиальная, осевая или комбинированная? Какова её величина? Какова она по своему характеру: равномерная, легкая ударная или тяжелая ударная?
- Скорость: постоянная или переменная? Какова её величина? Движение однонаправленное или колебательное? Скорости вращения подшипников ограничены классом точности, используемой смазкой, конструкцией сепаратора и уплотнений.
- Требуемый срок службы: как долго должен проработать подшипник? Обычно это обозначается количеством часов работы при заданной скорости и нагрузке.
- Шум и вибрации: будет ли подшипник работать в условиях, где шум нежелателен или при высоких скоростях, когда необходима точная балансировка для предотвращения вибраций?
- Перекос: присутствует ли он? На какой градус?
- Температура: каковы температуры рабочей и окружающей среды? На рабочую температуру влияют скорость, нагрузка и внешние источники тепла.
- Условия среды: присутствуют ли загрязняющие или коррозионные вещества? Если да, то какие и в каком количестве?
Как только эти параметры определены и вычислены, соотнесите возможности различных типов подшипников с требованиями конкретного применения. Чтобы правильно выбрать подшипник, учитывайте не только условия эксплуатации, но и требования по техническому обслуживанию, а также совокупную стоимость.
Подшипники скольжения используются в основном там, где требования к грузоподъемности и максимальной скорости невелики и точность не слишком важна. Среди преимуществ можно назвать малые первоначальные и сборочные затраты.
Подшипники качения могут выдерживать более высокие нагрузки и скорости. Они имеют наименьшее трение и энергозатраты на вращение. Характер нагрузки обычно определяет тип подшипника качения для конкретного применения. Например, при преобладающей осевой нагрузке требуется использование упорного или радиально-упорного подшипника, либо конического роликоподшипника. При больших радиальных нагрузках необходимы роликовые подшипники.
Шариковые подшипники обычно используются для высоких скоростей, в отличие от роликовых подшипников, в том числе, конических и сферических, которые лучше подходят для больших нагрузок. Важно отметить, что сферические роликоподшипники являются динамически самоустанавливающимися, чего нельзя сказать о конических роликоподшипниках, которые, однако, имеют более высокую осевую грузоподъемность.
При выборе подшипникового узла учитывайте размер вала, радиальные и осевые нагрузки, динамические характеристики, скорость вращения, ограничения при установке и условия рабочей среды.
Первый шаг при выборе подшипникового узла – это определение размера вала с учетом изгибающих и скручивающих нагрузок. При этом опрокидывающие усилия или нагрузки, возникающие при больших межцентровых расстояниях, могут потребовать использования валов большого диаметра, даже при небольших нагрузках на подшипники. В таких случаях целесообразно использовать облегченные подшипники или обработать торцы вала под подшипники меньшего размера. Необходимо иметь в виду, что на выбор вала влияют не только технические требования. Его размер может быть продиктован конструктивной унификацией, рыночным ассортиментом и тому подобными факторами.
Способ соединения подшипника с валом выбирается на основе соотношения затрат и рабочих характеристик. Простота установки важна как при проектировании, так и при эксплуатации. В некоторых случая техобслуживание оборудования требует частой разборки подшипника. В таких случаях целесообразно использование подшипниковых узлов, простых в установке и разборке.
Выбирайте подшипниковый узел, учитывая особенности его опорных элементов и окружающих конструкций, равно как прочностные требования. Также принимайте во внимание факторы, влияющие на установку, такие как зазоры и дополнительные детали, требующиеся для монтажа. В большинстве случаев корпус передает нагрузку на монтажную конструкцию через опорную и контактную поверхность, а крепежные болты обеспечивают только крепление и фиксацию. Если с корпуса на крепежные элементы передается нагрузка, внимательно рассчитайте их размер, конфигурацию крепежных отверстий, процедуру установки, прочность корпуса и другие параметры, влияющие на грузоподъемность конструкции в целом.
Также учитывайте прочность материалов корпуса и его конфигурацию. Стационарный подшипниковый узел с толстостенным усиленным корпусом из серого литейного чугуна может оказаться прочнее, чем стальной корпус более легкой конструкции, несмотря на больший предел прочности стали.
В редукторах, как правило, опоры валов выполняются в виде подшипников качения. В курсовых проектах рекомендуется принимать подшипники качения серийно выпускаемые отечественной промышленностью. Достаточно полный каталог подшипников качения дан в литературе и в разделе WinData комплекса прикладных программ WinMachine.
Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки.
Предварительный выбор подшипников для каждого из валов редуктора проводят в следующем порядке:
На первом этапе рекомендуется после определения диаметра вала под подшипники назначить по данному диаметру шарикоподшипники лёгкой или средней серии. В большинстве заданий на курсовое проектирование они проходят в дальнейших расчётах. Исключение составляют опоры вала червяка червячного редуктора, где лучше сразу назначить роликовые конические подшипники лёгкой серии в связи со значительными осевыми нагрузками.
2. По справочнику-каталогу выбирают типоразмер подшипников по величине диаметра внутреннего кольца подшипника, равного диаметру d 2 и d 4 ступеней вала под подшипники.
3. По выбранному из каталога типоразмеру определяют основные параметры подшипников: геометрические размеры d , D , B (T ,С ); динамическую С r и статическую С r 0 грузоподъёмности. Здесь D диаметр наружного кольца подшипника, В ширина шарикоподшипника; T и С осевые размеры конического роликоподшипника.
Таблица 4.2. Предварительный выбор подшипников
| Передача | Тип подшипника | контакта | установки | ||
| цилин-дрическая косозубая | радиальные шариковые однорядные | с одной фиксир. опорой | |||
| при отношении осевой силы F a , действующей на подшипник, к радиальной реакции в опоре F a / F R < 0,25 –радиальные шариковые однорядные | (средняя) | ||||
| при F a / F R > 0,25 – роликовые конические типа 7000 | |||||
| коническая | роликовые конические типа 7 000 при об/мин | (средняя) | врастяжку | ||
| радиально-упорные шариковые типа 46000 при об/мин | |||||
| роликовые конические типа 7 000 или 1027000 | 29 для типа 1027000 |
4.5. Эскизная компоновка редуктора
Эскизная компоновка устанавливает положение шестерни и колёса закрытой зубчатой передачи, шестерни открытой передачи и муфты относительно стенок корпуса редуктора и подшипниковых опор, определяет расстояния l Б и l Т между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов, а также точки приложения сил давления от шестерни открытой передачи и муфты на расстоянии l оп и l м от точки приложения реакции ближнего подшипника (рис. 4.2).
Рис. 4.2
При необходимости эскизная компоновка выполняется в соответствии с требованиями ЕСКД на миллиметровой бумаге формата А2 или А1 карандашом в контурных линиях в масштабе 1:1 и должна содержать эскизное изображение редуктора в двух проекциях, основную надпись (см. рис.4.2 и рис. 6.1 форма 1). Эскизную компоновку редуктора рекомендуется выполнять в такой последовательности:
1. Намечают расположение проекций компоновки в соответствии с кинематической схемой привода и наибольшими размерами колёс.
2. Проводят оси проекций и осевые линии валов.
В цилиндрическом редукторе оси валов проводят на межосевом расстоянии параллельно друг другу, в коническом – под углом 90°.
3. Вычерчивают зубчатую передачу в соответствии с геометрическими параметрами шестерни и колеса, полученными в результате проектного расчёта. Места зацепления колёс показывают в соответствии с рис. 4.3: а – передача цилиндрическая; б – коническая.
Рис. 4.3
4. Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колёс за внутренние стенки корпуса контур стенок проводят с зазором = 8…10 мм. Расстояниеh M (рис. 4.2) между дном корпуса и поверхностью вершин зубьев колёс для всех типов редукторов принимают (с целью обеспечения зоны отстоя масла).
Действительный контур корпуса редуктора зависит от его кинематической схемы, размеров деталей передач, способа транспортировки, смазки и тому подобного и определяется при разработке конструктивной компоновки.
5. Вычерчивают ступени вала на соответствующих осях в соответствии с геометрическими размерами d и l , полученными в проектном расчёте валов (см. табл. 4.1), и графическим определением конструкции валов для цилиндрического редуктора (см. рис. 4.2). Ступени валов вычерчивают в последовательности от 3-й к 1-й. При этом длина 3-й ступени l 3 получается конструктивно как расстояние между противоположными стенками редуктора или равное длине ступицы колеса.
6. На 2-й и 4-й ступенях вычерчивают контуры подшипников по размерам d , D , B (T , С ) в соответствии со схемой их установки (см. табл. 4.2). Для конических роликоподшипников h = (D − d ) / 6.
Контуры подшипников проводят основными линиями.
7. Определяют расстояния l Б и l Т между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов.
Радиальную реакцию подшипника считают приложенной в точке пересечения нормали к середине поверхности контакта наружного кольца и тела качения подшипника с осью вала (рис. 4.4):
а) для радиального подшипника точка приложения реакции лежит в средней плоскости подшипника, а расстояние между реакциями опор вала (см. рис. 4.4, в): l Т = L Т − B ;
б) для радиально-упорных шарикоподшипников и конических роликовых точка приложения реакции смещается от средней плоскости подшипника и её положение определяется расстоянием a , измеренным от широкого торца наружного кольца (см. рис. 4.4, а , б ):
для радиально-упорных однорядных шарикоподшипников;
для конических однорядных роликоподшипников.
Здесь d , D , B , T − геометрические размеры подшипников; − угол контакта;e − коэффициент осевого нагружения.
Рис. 4.4
8. Определяют точки приложения консольных сил:
а) на выходном валу силы (давления F оп ремённой или цепной передач; зацепления зубчатых передач F t oп, F a oп, F r oп) считают приложенными к середине выходного конца l 1 вала на расстоянии l оп от точки приложения реакции ближнего подшипника (см. рис. 4.4 в ).
б) на входном валу силу давления муфты F м, приложенную между полумуфтами, считают распределённой, поэтому можно принять, что точка приложения силы F м находится посередине выходного конца соответствующего вала на расстоянии l м от точки приложения реакции смежного подшипника (см. рис.4.4, а и б ).
9. Проставляют на проекциях эскизной компоновки необходимые размеры.
Пример конструкции выходного вала показан на рис. 4.4, в . В одноступенчатом цилиндрическом редукторе обычно применяют зубчатое колесо с симметричной ступицей и располагают его на равных расстояниях от опор.
В индивидуальном и мелкосерийном производствах валы изготовляют ступенчатыми, снабжая буртами для упора колёс и подшипников. Во всех вариантах конструкций подшипники устанавливают «враспор». Регулировка подшипников выходного вала, как и подшипников входного вала, осуществляется установкой набора тонких металлических прокладок под фланец привертной крышки, а в конструкциях с закладной крышкой установкой компенсаторного кольца при использовании радиального шарикоподшипника или нажимного винта при использовании конических роликоподшипников. Валы следует конструировать по возможности гладкими, с минимальным числом уступов. В этом случае существенно сокращается расход металла на изготовление вала, что собственно важно в условиях крупносерийного производства.
Для повышения технологичности конструкции радиусы галтелей и размеры фасок на одном валу желательно принимать одинаковыми. Ширину канавок для выхода инструмента также нужно принимать одинаковой. Если на валу предусмотрено несколько шпоночных пазов, то для удобства фрезерования их располагают на одной образующей вала и выполняют одной ширины, выбранной по меньшему диаметру вала.
4.3.1 Выбор типа и размеров подшипников.
Для установки на валы шестерни выбираем роликоподшипники конические однорядные, легкой серии. Так как d П1 =40(мм) то для вала шестерни выбираем подшипник с d=40мм. Для вала колеса выбираем роликоподшипники конические однорядные, легкой серии. Так как d П2 =45(мм) то для вала колеса выбираем подшипник с d=45мм.
4.3.2 Выбор смазки подшипников и зацепления.
Выбор смазки подшипников зависит от окружной скорости. Так как окружная скорость колеса больше 1, то для подшипников приемлемо применение жидкой смазки.
Для выбора сорта масла для зубчатой передачи сначала определим кинематическую вязкость масла, в зависимости от окружной скорости и контактного напряжения по таблице 6 . Вязкость равна 28 (мм 2 /с), по таблице 7 выбираем масло И-Г-А-32 .
4.3.3 Выбор схемы установки подшипников качения.
Для данного редуктора наиболее подходит схема установки подшипников “враспор” Осевое фиксирование вала осуществляется в двух опорах. Для исключения защемления вала в опорах из-за температурных деформаций предусматривают осевой зазор а=0,2…0,5(мм). Длина вала l=(6d П …8d П).
4.4 Первый этап компоновки редуктора.
Первая компоновка редуктора выполняется в масштабе 1:1. Предварительно необходимо рассчитать несколько дополнительных параметров, относящихся непосредственно к самой компоновке :
Зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса
А 1 =1,2δ, где δ=0,03α W +1
δ=0,03·125+1=4,75 — принимаем δ=8 мм.
А 1 =1,2·8=9,6 мм
Зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса
Расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса
Расстояние между внутренней стенкой корпуса редуктора и торцевой плоскостью подшипника У=2…3 мм, т.к. подшипник смазывается жидкой смазкой принимаем
Расстояние ; e=0,38;
для шестерни:
для колеса:
Размеры гнезда подшипника:
Для шестерни: ∆=6 мм, b=5 мм;
Для колеса: ∆=6мм, b=5 мм;
С первой компоновки снимаем размеры: l 1 = 53мм; l 2 =53,5 мм; l 3 = 85 мм.
5. Проверка долговечности подшипников.
5.1. Для ведущего вала.
Из предыдущих расчетов имеем F r =742,908 Н; F t =1975,806 Н;Fa=512,22Н; из первого этапа компоновки l 1 =53 мм.
Найдем реакции опор:
Суммарные реакции:
Суммарные реакции:
S1=0,83∙0,38∙1014,394=319,94 H;
S2=0,83∙0,38∙1112,974=351,032 H;
Пусть Ra1=S1=319,94 H;
Ra2=Fa+Ra1=512,22+319,4=832,16 H;
Ra1/Pr1=319,94/1014,394=0,315<0,38;
Ra2/Pr2=832,16/1112,974=0,748>0,38.
Расчет проводим для подшипника с наиболее нагруженной опорой.
Найдем эквивалентную нагрузку по формуле:
Где Pr– суммарная радиальная реакция опор, Н;
Ra – осевая сила, действующая на подшипники, Н; К б -коэффициент безопасности; К б =1,5; К т — температурный коэффициент; К т =1; V=1, так как вращается внутренне кольцо; X1=1; X2=0.45, Y2=1.56.
Расчетная долговечность для подшипника (ведущего вала) в часах:
где m – показатель степени, m=3/10;
С r – динамическая грузоподъемность подшипника, С r =42,4 кН ;
n – частота вращения, n 1 =1455 мин -1 ;
Выбор правильного подшипника с учетом конкретных условий его применения определяет эффективность использования заложенных в подшипнике потребительских свойств и срокк его службы. Подшипник определяет надежность работы механизма и эксплуатационные расходы.
В зависимости от конструкции и назначения каждый тип подшипника обладает характерными свойствами. В процессе выбора типа подшипника необходимо оценивать целый ряд различных факторов, наиболее существенными из которых являются следующие:
— физическое пространство для размещения подшипника в механизме;
— направленность и величины действующих на подшипник нагрузок;
— скорости вращения;
— способность компенсировать несоосность вала и корпуса.
Пространство для размещения подшипника
Один из основных размеров подшипника — внутренний диаметр, обуславливается общей конструкцией механизма. В связи с этим, для валов различных диаметров применяются различные типы подшипников:
— для валов малого диаметра могут применяться все типы шарикоподшипников, а также игольчатые подшипники ,
— для валов большого диаметра применяются шариковые, роликовые, сферические подшипники .
Если пространство ограничено в радиальном направлении, используются, подшипники серий диаметров с малым поперечным сечением . В этих случаях целесообразно применение игольчатых подшипников со штампованным наружным кольцом, а также без одного (или двух) колец. При ограниченном пространстве в осевом направлении используются однорядные шариковые и роликовые подшипники узких серий.
Величина и направление действия нагрузок
Величина нагрузки, действующей на подшипник при эксплуатации определяет выбор типоразмера подшипника.
Шарикоподшипники используются, как правило, при нагрузках небольшой или средней величины. При высоких нагрузках следует применять роликоподшипники .
Подшипники без сепаратора могут выдерживать большие нагрузки по сравнению с аналогичными по габаритным размерам подшипниками сепараторной конструкции.
По направлению действия различают 3 вида нагрузок: радиальная, осевая и комбинированная.
Все радиальные подшипники способны воспринимать радиальную нагрузку в некотором сочетании с осевой. Исключением являются роликовые подшипники, у которых одно из колец безбортовое, а также игольчатые.
Для восприятия осевой нагрузки наиболее пригодными являются упорные и радиально-упорные шарикоподшипники с 3-х и 4-х точечным контактом.
Радиально-упорные шарикоподшипники способны воспринимать односторонние осевые и радиальные нагрузки. В случае действия осевых нагрузок в обе стороны, применяются , каждый из которых воспринимает нагрузку одного направления.
Способность подшипников воспринимать осевую нагрузку характеризуется углом контакта в подшипнике. Чем больше угол контакта, тем большую осевую нагрузку может воспринимать подшипник.
В случае действия комбинированных нагрузок, когда радиальная и осевая нагрузки действуют одновременно, как правило, используются однорядные и сдвоенные радиально-упорные шарикоподшипники .
Скорость вращения
Для работы в узлах с высокими скоростями вращения применяются шариковые подшипники , если нагрузка чисто радиальная, и радиально-упорные в случае действия комбинированной нагрузки. Одно из главных направлений создания высокоскоростных подшипников — снижение массы тела качения с целью уменьшения центробежных сил. Конструктивно это осуществляется уменьшением размеров тел качения с одновременным увеличением их количества в подшипнике.
Для увеличения быстроходности необходимо использование подшипников с телами качения повышенной точности. В разделах каталогов подшипников приводятся сведения о классах точности, по которым изготавливаются соответствующие типы подшипников.
Несоосность вала и корпуса
Отсутствие требуемой соосности посадочных мест под подшипники в общем корпусе механизма вызывает перекос подшипников, монтируемых на одном валу, что приводит к изгибу вала и повышению нерасчетных динамических нагрузок на подшипники. Для обеспечения работоспособности подшипников в таких условиях рекомендуется применять самоустанавливающиеся шарикоподшипники , а при больших нагрузках — сферические роликоподшипники .
Срок службы подшипников.
Колебания нагрузок на кольца подшипников провоцируют очевидную усталость при большой наработке оборотов. Сроком службы подшипника фактически является количество оборотов, которое он может совершить до появления первого сигнала об ухудшении состояния поверхностей дорожек или элементов качения (шариков, роликов, иголок).
R(L)=100*e (ln (0,9)*((L / L 10)^(3/2)))
Где L — заданный срок службы, R – количество подшипников, которые могут достигнуть L и L 10 — срок службы номинальный.
Это означает, что 90% подшипников достигнут как минимум срока жизни L 10 .
Для надежности, превышающей 96% этот закон неприменим, так как предел надежности 100% даст время жизни равное нулю (около 0,025 L 10).