16. Подбор подшипников качения.

Назначим тип подшипника. Так как отношение F_a / F_t = 0,36 , можно принять радиальный подшипник.

Так как производство привода мелкосерийное, для всех валов можно назначить одинаковые подшипники, назначим радиальный однорядный шарикоподшипник по ГОСТ 8338-75 305 3-ей серии диаметров.

Дальнейший проверочный расчёт будем производить в соответствии с алгоритмом ([1] стр. 227).

Условия работы максимально нагруженного подшипника (см. проверочный расчёт валов):

F_a = 417 Н;

F_r = 1444 Н;

n = 772 об/мин;

Параметры подшипника:

d = 25 мм; - диаметр отверстия под вал;

C = 17,3 кН; - динамическая грузоподъёмность;

C₀ = 11,4 кН; - статическая грузоподъёмность;

F_э = F_{э. ном.} · K_h; - эквивалентная динамическая нагрузка;

F_{э. ном.} – номинальная эквивалентная нагрузка;

K_h – коэффициент долговечности;

F_{э. ном.} = (X · V · F_r + Y · F_a) · K_δ · K_t;

Коэффициенты X и Y примем в соответствии с ГОСТ 18855-82

X = 0,56;

Y = 1,99;

V – кинематический коэффициент;

так как вращается внутреннее кольцо подшипника, то V = 1;

K_δ – коэффициент безопасности, в соответствии с рекомендациями ([2], стр. 386) K_δ = 1,5;

K_t – температурный коэффициент;

так как температура подшипникового узла < 100°C, то K_t = 1;

F_{э. ном.} = (0,56 · 1 · 1444 + 1,99 · 417) · 1,5 · 1 = 2458 Н;

K_h = (Σ(T_i / T_ном.)³ · t_i / t)^1/3 = (1³ · 0,4 + 0,6³ · 0,4 + 0,3³ · 0,2)^1/3 = 0,79;

F_э = 1942 Н;

Рассчитаем ресурс подшипника:

L = a₁ · a₂₃ · 10 ⁶ · (C / F_э) ³ / (60 · n);

a₁ –вероятность безотказной работы подшипника, при p = 90% в соответствии с рекомендациями ([1] стр. 229) a₁ = 1;

a₂₃ - коэффициент, учитывающий совместное влияние качества металла и условий эксплуатации, в соответствии с рекомендациями ([1] стр. 230) a₂₃ = 0,7;

L = 1,0 · 0,7 · 10 ⁶ · (17300 / 1738) ³ / (60 · 772) = 10600 (часов);

Полученное значение больше требуемой величины в 8000 часов, следовательно, подшипники обладают достаточным ресурсом.

17. Выбор конфигурации и определение размеров основных элементов зубчатого колеса.

В общем случае конструкция зубчатых колес состоит из следующих основных элементов: ступицы, диска, обода и зубчатого венца.

Определим размеры конструктивных элементов зубчатых колёс:

диаметр ступицы: 50 мм;

длина ступицы: 40 мм;

толщина обода: 25 мм;

толщина диска: 10 мм;

углы штамповочных уклонов: 22°;

радиусы скруглений 2 мм;

Все размеры назначены в соответствии с рекомендациями ([3] стр. 137)

18. Расчет шпонок

У стандартных шпонок размеры b и h подобраны так, что нагрузку соединения ограничивают не напряжения среза, а напряжения смятия. Поэтому при расчетах обычно используют только формулу:

σ_см = 4 · T / (h · l_p · d) ≤ [σ_см]

где: Т – крутящий момент на валу;

h – высота шпонки

l_p – рабочая длина шпонки, l_p = l – b,

где: l – полная длина шпонки, которая выбирается в зависимости от диаметра вала.

[σ_см] – допускаемые напряжения смятия, для стали 45 [σ_см]

1. Шпонка под шкив:

Исходные данные:

T = 25,6 Н·м; d = 20 мм;

h = 6 мм; l_p = 34 мм; b = 6 мм;

σ_см = 4 · 25,6 · 10 ³ / (6 · (34 - 6) · 20) = 30 МПа < [σ_см] = 100 МПа;

2. Шпонка под колесо:

Исходные данные:

T = 87,2 Н·м; d = 32 мм;

h = 8 мм; l_p = 32 мм; b = 10 мм;

σ_см = 4 · 87,2 · 10 ³ / (8 · (32 - 10) · 32) = 62 МПа < [σ_см] = 100 МПа;

3. Шпонка под муфту:

Исходные данные:

T = 87,2 Н·м; d = 20 мм;

h = 6 мм; l_p = 45 мм; b = 6 мм;

σ_см = 4 · 87,2 · 10 ³ / (6 · (45 - 6) · 20) = 75 МПа < [σ_см] = 100 МПа;

Следовательно, все шпонки редуктора удовлетворяют условиям прочности.