Подшипниковый узел Советский патент 1990 года по МПК F16C35/00 

А-А

5

(/

Изобретение относится к области машиностроения, а именно к подшипниковым узлам сателлитов планетарных редукторов транспортных средств. Цель изобретения - повышение надежности и долговечности. Подшипниковый узел состоит из подшипника, имеющего наружное кольцо 1 с зубчатым венцом, роликов 2 и корпуса 3, в котором смонтирована ось 4. Толщина наружного кольца подшипника составляет 0,15 от диаметра впадин зубчатого венца, а диаметр каждого ролика при этом составляет 0,15 - 0,19 от диаметра дорожки качения этого кольца. Оптимальное соотношение толщины и диаметра впадин зубчатого венца получают с учетом равенства предельно допустимых напряжений на изгиб в зубьях венца и действительных напряжений на изгиб в наружном кольце подшипника. 1 з.п. ф-лы, 4 ил., 1 табл.

ел

00

о о

05

Изобретение относится к машиностроению, а именно к подшипниковым узлам сателлитов планетарных редукторов транспортных средств.

Целью изобретения является повышение надежности и долговечности подшипникового узла.

Подшипниковый узел содержит смонтированный в корпусе на оси подшипник с роликами и наружным кольцом, имеющим зубчатый венец, толщина наружного кольца составляет 0,15 от диаметра впадин зубчатого венца, а диаметр каждого ролика при этом составляет 0,15-0,19 от диаметра дорожки качения этого кольца (что составляет 0,18-0,22 от диаметра окружности, проведенной через центры роликов).

Выполнение подшипникового узла повышает надежность (прочность кольца) подшипника за счет оптимального выбора толщины наружного кольца. За счет оптимального выбора диаметра роликов в зависимости от диаметра дорожки качения наружного кольца достигают максимальную динамическую грузоподъемность подшипника, что повышает долговечность работы подшипника.

На фиг. 1 представлен подшипниковый узел, общий вид; на фиг. 2 - разрез А-А на фиг. 1; на фиг. 3 - график зависимости напряжений изгиба в наружном кольце подшипника от относительного параметра К

-, где h - толщина кольца; D, Л

диаметр

впадин; на фиг. 4 - графики зависимости динамической грузоподъемности от относительного параметра

-I

для различных 35 i

конструктивных выполнений роликового подшипника, где dp - диаметр ролика; DK - диаметр дорожки качения.

Подшипниковый узел содержит подшипник, имеющий наружное кольцо 1 с зубчатым венцом, ролики 2, размещенные в два ряда без сепаратора, а также корпус (водило) 3, в котором смонтирована ось 4, на которой расположены ролики подшипникового узла.

Внешний диаметр наружного кольца подшипника равен диаметру впадин зубчатого венца D,.

5

35 i

На фиг. 3 кривой представлен график зависимости напряжений изгиба ак в наружном кольце подшипника от относительного параметра К, равного отношению толщины

наружного кольца к диаметру впади 1 зуб5

чатого венца . D

Местные напряжения изгиба в основании зуба а3 постоянные (определены при проек- 0 тировании планетарного редуктора) и на графике изображены прямой.

Точка М - пересечение графиков напряжений ок и аа , определяет значение толщины Л наружного кольца в зависимости от Д. Из графика видно, что при величине К, взятой левее точки М (уменьшение толщины), напряжения в кольце сгк значительно превышают напряжения изгиба в основании зуба оэ , что приводит к разрушению кольца. При величине К, взятой правее точки М (увеличение толщины), напряжения в кольце Оц ниже напряжений изгиба в основании зуба о3. Увеличение толщины наружного кольца приводит к уменьшению габаритов подшипника, к снижению его динамической грузоподъемности, а следовательно, и долговечности.

Пример. Величину напряжений в кольце ак подшипника определяют в зависимости от толщины кольца Л для планетарного редуктора трактора, имеющего окружную силу на зубчатом венце кг, модуль зубчатого венца« 8 мм, число зубьев венца , ширину кольца мм, средний радиус кольца ,74 мм, ширину зубчатого венца, определенную по формуле Ь

диаметр окружности впадин Д

0

5

30

а }ту

116 мм

Напряжения изгиба в кольце рассчитывают по формуле

Л2

где р 0,5Д (1-К) - средний радиус кольца;

- относительный параметр.

OL

Данные расчета сведены в таблицу.

По данным таблицы строят график зависимости напряжений изгиба в кольце ак

от относительного параметра К.

Величина предельно допустимого напряжения изгиба зуба, по которой определяют параметры зубчатого венца при заданном материале, составляет МПа.

Пересечение графиков напряжений ак и а в точке М и анализ таблицы позволяют определить оптимальную толщину кольца /г,

L

соответствующую отношению ,15.

ч

Выбором толщины h наружного кольца подшипника определяется диаметр дорожки качения роликов DH, диаметр и число роликов в ряду.

На фиг. 4 кривой I представлен график зависимости динамической грузоподъемности С от относительного параметра р, равного отношению диаметра ролика dp к диаметру

дорожки качения DH : . Для подшипниVH

кового узла колесного планетарного редуктора, например, с передаточным числом U 4,57 и модулем зацепления мм; кривая II соответствует той же зависимости подшипникового узла планетарного редуктора, выполненного в тех же габаритах, с пе

Л

0

5

редаточным числом ,59 и модулем зацепления мм, кривая III - с передаточным числом редуктора ,4 и модулем зацепления мм.

Из кривых I, II и III следует, что максимум динамической грузоподъемности устойчиво отмечается в диапазоне ,15-0,19 вне зависимости от конструктивного выполнения подшипника.

Предлагаемый подшипниковый узел обладает повышенной надежностью и долговечностью по сравнению с известным, при этом не требуется увеличение габаритов зубчатого венца.

Формула изобретения

-2 Ч

Фиг. f

hr

6fWa

0,05 0,10 0,15.„0.20 0,25 Я Ј

ЦПЩ

Фиг.3

С (кгс 2WOO 20000 19000

18000 17000 16000

15000 WOO 13000