10 Проверочный расчет подшипников

10.1 Быстроходный вал Эквивалентная нагрузка

P = (XVF_r + YF_a)K_бК_Т

где Х – коэффициент радиальной нагрузки;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

V = 1 – вращается внутреннее кольцо;

F_r – радиальная нагрузка;

F_a – осевая нагрузка;

K_б = 1,5 – коэффициент безопасности;

К_Т = 1 – температурный коэффициент.

Осевые составляющие реакций опор:

S_A = 0,83eA = 0,830,30278 = 69 H,

S_B = 0,83eB = 0,830,30224 = 56 H.

Результирующие осевые нагрузки:

F_aA = S_А = 69 H,

F_aВ = S_А+F_a = 69+1316 = 1385 H,

Проверяем наиболее нагруженный подшипник В.

Отношение F_a/F_r = 1318/224 =6,2 > e, следовательно Х=0,4; Y=2,03.

Р = (0,41,0224+2,031385)1,11,0 = 3191 Н.

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573L/10⁶)^0,3 =

= 3191(57333,535000/10⁶)^0,3 = 22,5 кH < C= 26,0 кН

Условие С_тр < C выполняется.

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(26,010³ /3191)^3,333/60320 =56652часов,

больше ресурса работы привода, равного 35000 часов.

10.2 Тихоходный вал

Эквивалентная нагрузка

Осевые составляющие реакций опор:

S_C = 0,83eC = 0,830,3703704 = 1137 H,

S_D = 0,83eD = 0,830,3702505 = 769 H.

Результирующие осевые нагрузки:

F_aC = S_C = 1137 H,

F_aD = S_C + F_a = 1137+ 330 = 1467 H.

Проверяем подшипник С.

Отношение F_a/F_r= 1137/3704 = 0,31 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0.

Р = (1,01,03704+ 0)1,11,0 = 4074 Н.

Проверяем подшипник D.

Отношение F_a/F_r= 1467/2505 = 0,58 > e, следовательно Х=0,4; Y=1,62.

Р = (1,00,42505+1,621467)1,11,0 = 3716 Н.

Требуемая грузоподъемность подшипника:

С_тр = Р(573L/10⁶)^0,3 =

= 4074(5731,6835000/10⁶)^0,3 = 11,7 кH < C = 38,5 кН

Условие С_тр < C выполняется.

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(38,510³ /4074)^3,333/6016=185725 часов,

больше ресурса работы привода, равного 35000 часов.

11 Конструктивная компоновка привода

11.1 Конструирование червячного колеса

Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,6d₃ = 1,6·45 = 72 мм.

Длина ступицы:

l_ст = (1÷1,5)d₃ = (1÷1,5)45 = 45÷68 мм,

принимаем l_ст = 60 мм

Толщина обода:

S = 0,05d₂ = 0,05·160 = 8 мм

Толщина диска:

С = 0,25b = 0,25·36 = 9 мм

11.2 Конструирование валов

Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.

Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.

Червяк выполняется заодно с валом.

Размеры червяка: d_а1 = 48 мм, b₁ = 48 мм.

11.3 Выбор соединений

В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения.

Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для червячного колеса Н7/r6.

11.4 Конструирование подшипниковых узлов

В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются стальные уплотнительные шайбы толщиной 0,3…0,5 мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается во втулку или буртик вала, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника.

11.5 Конструирование корпуса редуктора /2/

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

 = 0,04а_т + 2 = 0,04·100 + 1 = 5,0 мм принимаем  = 8 мм

Толщина фланцев

b = 1,5 = 1,5·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35 = 2,35·8 = 20 мм

Диаметр болтов:

- фундаментных

d₁ = 0,036a_т + 12 = 0,036·100 + 12 = 15,6 мм

принимаем болты М16;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂ = 0,75d₁ = 0,75·16 = 12 мм

принимаем болты М12;

- соединяющих крышку с корпусом

d₃ = 0,6d₁ = 0,6·16 = 10 мм

принимаем болты М10.

11.6 Конструирование элементов открытых передач

Ведущий шкив.

Диаметр шкива d₁ = 80 мм

Диаметр шкива конструктивный d_e1 = d₁ + 2t = 80 + 2∙2,5 = 85,0 мм

Ширина шкива B = (z – 1)p + 2f = (1 – 1)12 + 2∙8,0 = 16 мм

Толщина обода δ = (1,1…1,3)h = (1,1…1,3)7 = 7,7…9,1 мм

принимаем δ=10 мм

Толщина диска С = (1,2…1,3)δ = (1,2…1,3)10 = 12…13 мм

принимаем С = 12 мм.

Диаметр ступицы внутренний d = d_дв = 17 мм

Диаметр ступицы наружный d_ст = 1,6d = 1,6∙17 = 27,2 мм

принимаем d_ст = 28 мм

Длина ступицы l_ст = l_дв = 40 мм.

Ведомый шкив.

Диаметр шкива d₁ = 224 мм

Диаметр шкива конструктивный d_e1 = d₁ + 2t = 224 + 2∙2,5 = 229,0 мм

Диаметр ступицы внутренний d = d₁ = 15 мм

Диаметр ступицы наружный d_ст = 1,6d = 1,6∙15 = 24 мм

принимаем d_ст = 25 мм

Длина ступицы l_ст = l₁ = 25 мм.

11.7 Выбор муфты

Для передачи вращающего момента с ведомого вала редуктора на вал тяговой звездочки выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой по ГОСТ 20884-82 с допускаемым передаваемым моментом [T] = 200 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Т_р = kТ₁ = 1,5·105,3 = 158 Н·м < [T]

где k = 1,5 – коэффициент режима нагрузки.

Условие выполняется

11.8 Смазывание.

Смазка червячного зацепления

Смазка червячного зацепления осуществляется за счет разбрызгивания масла брызговиками установленными на червячном валу. Объем масляной ванны

V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)0,222  0,15 л

Рекомендуемое сорт масла при v = 0,13 м/с и контактном напряжении σ_Н=154 МПа  масло индустриальное И-Т-Д-220

Смазка подшипниковых узлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов – смазочным материалом УТ-1.