Опорами валів в редукторах є так звані підшипникові вузли, які містять в собі зовнішні кільця підшипників кочення, встановлені в розточення корпусу редуктора, тіла кочення (кульки або ролики) і внутрішні кільця, насаджені на посадочні поверхні вала. Вал найчастіше спирається на два підшипникових вузла.
Вихідними даними для розрахунку підшипників є складові реакції опор: радіальна Rr, що визначається за формулою (44), і осьова Ra = Fа (див. Додаток до табл. 16). Маються на увазі найбільш навантажені опори, розташовані близько до провідних зубчастих коліс. Крім того, до вихідних даних відносяться кутові швидкості валів # 969 ;, сек -1 (див. Табл. 3) і задану довговічність редуктора Lh, годину. Результати розрахунку для даного прикладу зведені в таблицю 17.
На першому етапі слід визначити діаметри валів за формулою (43) і вибрати для них стандартні значення згідно з додатком 2. Розміри посадкових місць на кінцях валів під підшипники кочення повинні бути кратними п'яти відповідно до внутрішніх діаметрами підшипників. Вибір підшипників виробляється з таблиць додатка 3. Перший ступінь редуктора складається з косозубих зубчастих коліс, в зачепленні яких виникають осьові сили. Тому для швидкохідного і проміжного валів рекомендується застосовувати кулькові радіально-наполегливі підшипники типу 36000 або подібних типів.
Таблиця 17. Результати розрахунку підшипникових вузлів
Параметр і розмірність
Примітка. * Попередній вибір підшипників виробляється з конструктивних міркувань, зокрема по діаметру вала в посадковому місці під підшипник. У разі, якщо після перевірки підшипників на динамічну вантажопідйомність вони не витримують розрахункових навантажень, то за таблицями додатка 3 слід підібрати їм заміну. ** При визначенні відносної осьової навантаження на підшипник за формулою Ra / С0 значення статичної вантажопідйомності С0 слід підставляти не в кН, а в Н. *** Граничне значення відношення осьової до радіальному навантаженні «e» визначається в додатку 3.4 за допомогою інтерполяції значення « e »за значенням відносної осьової навантаження на підшипник Ra / С0. Наприклад, для відносної навантаження Ra / С0 = 0,064 для швидкохідного вала граничне значення е = 0,38, тому що значенням Ra / С0 = 0,057 в табл. 3.4 відповідає е = 0,37, а Ra / С0 = 0,086 відповідає е = 0,41.
Для тихохідного вала, у якого немає осьового навантаження, застосовують радіальні підшипники типу 0000.
Для підшипників вихідними даними до розрахунку служать динамічна C і статична C0 радіальні вантажопідйомності, що виражаються в ньютонах (Н). Розрахунок на довговічність заснований на динамічній вантажопідйомності С, що представляє собою постійну еквівалентну навантаження, яку підшипник може витримати протягом 10 6 оборотів (одного мільйона оборотів) при частоті обертання більше 1 хв -1 (хв -1 означає об / хв).
Статична вантажопідйомність підшипника С0 - це така статичне навантаження, при якій загальна залишкова деформація тіла кочення (кульки або ролика) або кілець в найбільш навантаженої зоні не перевищує 0,0001 діаметру тіла кочення при частоті обертання до 1 хв -1.
На першому етапі розрахунку на довговічність необхідно визначити еквівалентну динамічне навантаження на підшипники за формулою:
де X і Y - коефіцієнти радіальної і осьової навантаження відповідно (табл. 3.4 додатка 3); V - коефіцієнт обертання (V = 1 при обертанні внутрішнього кільця по відношенню до напрямку навантаження, V = 1,2 при нерухомому по відношенню до напрямку навантаження внутрішньому кільці); Rr - найбільша з двох радіальних навантажень на одній з опор, Н; Ra - осьова навантаження на підшипник або осьова складова навантаження, що діє на підшипник, H; K # 963; = 1,2 - 1,4 - коефіцієнт безпеки; K # 964; = 1 - температурний коефіцієнт (при температурі масла менше 100 ° С).
Для знаходження значень коефіцієнтів X і Y визначається відносна осьова навантаження Ra / С0 для обраного підшипника (табл. 3.1 ... 3.3 додатка 3). Таблиця 3.4 додатка 3 дозволяє визначити коефіцієнт «е» за значенням відносної осьової навантаження Ra / С0. Цей коефіцієнт відображає граничне значення відношення осьової до радіальному навантаженні Ra / VRr. Якщо розрахункове значення цього відношення не перевищить граничного значення, тобто Ra / VRr≤ e, то приймаються значення коефіцієнтів: X = 1 і Y = 0. Це означає, що в подальшому розрахунку буде враховуватися тільки радіальна складова реакції опори. Такий результат отримано в прикладі розрахунку (див. Табл. 17). Якщо розрахункове значення перевищить граничне значення, то слід враховувати обидві складові. В цьому випадку коефіцієнти X і Y визначаються за таблицею 3.4 додатка 3.
Як випливає в результаті розрахунку (табл. 17), формула (45) для визначення еквівалентної динамічного навантаження RE на підшипники всіх трьох валів в даному прикладі спрощується:
Результати розрахунку за цією формулою наведені в таблиці 17.
Необхідна розрахункова динамічна вантажопідйомність підшипника Стор (Н) залежить від еквівалентної динамічного навантаження RE і заданої довговічності редуктора Lh. Вона визначається за формулою:
де w - кутова швидкість, з -1; m - показник ступеня кореня (m = 3 - для кулькових підшипників і m = 3,33 - для роликових); Lh - необхідна довговічність в годинах.
Для перевірки придатності попередньо обраних з конструктивних міркувань в розглянутому прикладі підшипників легкої серії (для швидкохідного валу - 36205, для проміжного вала - 36209 і для тихохідного вала - 211) слід порівняти їх динамічну вантажопідйомність C з необхідною розрахункової динамічної вантажопідйомності для цих підшипників Стор. Як випливає їх таблиці 17, у підшипників швидкохідного і проміжного валів вантажопідйомність виявилася меншою необхідної, тобто C # 706; Стор. Отже, ці підшипники не задовольняють вимогам по довговічності і повинні бути замінені. Підібрані наступні підшипники, що задовольняють вимогам довговічності: для швидкохідного валу - 46305, для проміжного вала - 46308, для тихохідного вала залишений підшипник 211. При виборі підшипника швидкохідного валу важливо було не збільшувати діаметр вала під посадочне місце підшипника (d = 25 мм), т .до. вал-шестерня швидкохідної ступені має діаметр западин зубів менше 30 мм (df = 29. 74 мм (табл. 11)). Для того, щоб нарізати зуби черв'ячної фрезою без пошкодження валу, діаметри вала в безпосередній близькості до зубчатому вінця повинні бути менше діаметра западин. Це забезпечується розміром обраного підшипника. Для проміжного вала вдалося підібрати підшипник меншого розміру. У цьому випадку немає обмежень за розмірами підшипників, валів і зубчастих вінців.