Порядок проектирования опор

Из технического задания, а также по мере принятия решений определяются основные требования к проектируемым опорам.

Сразу из задания можно определить рабочие температуры, вид и характер нагрузки, нормируемый ресурс (срок службы). В ходе разработки эскизного проекта, после выбора двигателя и оценки сил полезного сопротивления, можно оценить и предварительно определить значение нагрузок.

Определяются возможные варианты опор, из которых выбирается оптимальный по конструктивным и экономическим (тип производства, цена подшипника и т.п.) соображениям. На данном этапе определяют:

– тип подшипника;

– схему установки опор;

– систему смазки и уплотнения;

– обеспечение прочности (при необходимости).

Поскольку в любом проектировании одним из основных критериев является стоимость изделия, в первую очередь необходимо проанализировать возможность применения сравнительно дешевых радиальных шариковых подшипников, а затем, учитывая возможность максимального удовлетворения предъявляемых требований, остановить свой выбор на конкретном типе подшипника.

Выбор серии связан с требуемой статической грузоподъемностью или долговечностью и заданными или считающимися рациональными диаметрами вала и отверстия.

Часто задается диаметр вала: например, для первого вала передачи он принимается равным диаметру вала двигателя, для других валов определяется из условия прочности или же по принципу унификации принимается одинаковым для всех валов. Так как при всех прочих достаточных показателях легкие серии имеют меньшие габариты и меньшую стоимость, в первую очередь следует анализировать возможность применения подшипников легких серий и только при установлении их непригодности (недостаточной прочности или долговечности) переходить к подшипникам более тяжелых серий.

При проектировании опор на радиально-упорных подшипниках возникает вопрос о выборе угла контакта.

Различные углы контакта предусмотрены для различных соотношений осевой и радиальной нагрузок.

Класс точности подшипника выбирается в зависимости от наличия дополнительных требований к точности вращения вала. В отсчетных передачах он находится предварительным расчетом схемы на точность или принимается по аналогии с имеющимся прототипом. Повышенная точность может оправдать себя также при высоких скоростях вращения – 10…20 тыс. об/мин. При выборе подшипников высоких классов точности следует иметь в виду их резко возрастающую с повышением класса точности стоимость.

В силовых механизмах общего назначения – зубчатых, фрикционных или других передачах, в мальтийских и кулачковых механизмах – обычно бывает достаточным класс точности 0.

При выборе схемы установки опор часто критерием является точность осевого положения вала. При требованиях повышенной точности принимается либо схема с фиксированной опорой, либо установка подшипников, предусматривающая регулировку зазора. При этом необходимо учесть, что при большой длине вала и значительных температурных деформациях, а также при переменных осевых нагрузках рационален только первый вариант. В случаях когда сочетается требование высокой точности с большой длиной вала, возможна установка в одной опоре сдвоенного радиально-упорного или двух (в том числе и радиальных) подшипников с осевой регулировкой зазора. Схемы с регулировкой зазора необходимы также при требованиях высокой точности радиального положения вала.

Предварительный расчет производится для определения приемлемости выбранного варианта опор. В данном курсовом проекте размеры валов, модули зубчатых колес, габаритные размеры, соответственно и размеры подшипника чаще всего выбирают из конструктивных и экономических соображений. Поэтому в большинстве случаев предварительный расчет опор показывает очень большие коэффициенты запаса. В таком случае в пояснительной записке к курсовому проекту приводится только окончательный (проверочный) расчет опор, который включает расчет на долговечность и на прочность (при необходимости).

Подбор подшипников шариковых и радиальных с цилиндри­ческими роликами при действии на них только радиальных нагрузок ведут в таком порядке:

а) выполняют эскизную компоновку узла и приближенно на­мечают расстояние между подшипниками;

б) определяют реакции опор;

в) определяют эквивалентные нагрузки подшипников;

г) задавшись долговечностью наиболее нагруженного подшипника, вычисляют его требуемую динамическую грузоподъемность С;

д) по диаметру посадочного места подбирают номер подшипника, начиная с легких серий, находят его динамическую грузоподъемность и проверяют выполнение условия

,

где – значение динамической грузоподъемности по каталогу.

Если это условие не выполнено, то от легкой серии переходят к средней или тяжелой (при том же диаметре цапфы d).

Если подшипник по его габаритам применить в данном узле нет возможности, то следует перейти к другому типу подшипника, например, от шариковых к роликовым или к другой схеме расположения их на валу. При затруднении в выборе радиально-упорных подшипников (при наличии больших осевых нагрузок и др.) рекомендуется переходить на подшипники с большим углом контакта: α = 26…36°. В некоторых случаях может оказаться, что все эти меры не дадут желаемого эффекта, тогда следует увеличить диаметр посадочного места и проверить подшипник большего номера.

Если [C] значительно выше С даже при применении подшипника легкой серии, что часто имеет место для тихо­ходных валов редукторов с цилиндрическими прямозубыми колесами и для валов колес червячных редукторов, то диаметр цапфы вала уменьшать ни в коем случае не следует, так как он определен из расчета на прочность. Расчетная долговечность подшипника будет намного больше регламентиро­ванной.

Выбор радиально-упорных шариковых и конических роли­ковых подшипников ведут в такой последовательности:

а) учитывая условия эксплуатации, конструкцию узла, диа­метр цапфы, намечают типоразмер подшипника;

б) выполняют эскизную компоновку узла, определяют точки приложения радиальных реакций (размер а, который зависит от е);

в) определяют суммарные реакции опор;

г) вычисляют эквивалентные нагрузки подшипников (коэффициенты X и Y зависят от величины е, для нахождения которой необходимо знать типоразмер подшипника);

д) по таблицам приложения или по каталогу определяют динамическую грузоподъемность намеченного подшипника;

е) по эквивалентной нагрузке и динамической грузоподъ­емности вычисляют теоретическую долговечность подшипника, которая не должна быть меньше требуемой. Если это условие не обеспечивается, то выбирают подшипники других серий и типов, увеличивают диаметр цапфы вала.

Если предварительный расчет показал, что коэффициент запаса по долговечности не более 1,1, то необходимо заменить выбранный подшипник на более долговечный (прочный) либо для обоснования выбора привести расчет на статическую грузоподъемность.