4. Подбор подшипников

В предыдущем пункте были рассчитаны диаметры участков обоих валов редуктора. Для посадки подшипников качения были подобраны стандартные диаметры, кратные пяти. По этим диаметрам подберем стандартные подшипники качения.

Червячная передача характеризуется тем, что при ее работе в зацеплении возникает осевая сила. Это приводит к необходимости использовать роликовые радиально-упорные подшипники, которые воспринимают не только радиальную, но и осевую нагрузки. При заданной мощности, передаваемой редуктором не возникают существенные силы давления на подшипник, поэтому при выборе подшипников остановимся на подшипниках легкой серии.

Для обоих валов выбираем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии.

Для быстроходного вала одинаковую пару подшипников. Для диаметра вала d2 = 25 мм, подходит подшипник № 7205.

Выписываем его характеристики:

Внутренний диаметр d = 25 мм.

Наружный диаметр D = 52 мм.

Ширина B = 15 мм.

Ширина Т = 16,25 мм.

Ширина С = 13 мм.

Фаска r1 = 0,5 мм.

Фаска r = 1,5 мм.

Грузоподъемность Cr = 24 кН, Cor = 17,5 кН.

Факторы нагрузки e = 0,36, Y = 1,67, Yo = 0,92.

Для тихоходного вала подбираем одинаковую пару подшипников. Для диаметра вала d2 = 60 мм, подходит подшипник № 7212.

Выписываем его характеристики:

Внутренний диаметр d = 60 мм.

Наружный диаметр D = 110 мм.

Ширина B = 22 мм.

Ширина Т = 23,75 мм.

Ширина С = 19 мм.

Фаска r1 = 0,8 мм.

Фаска r = 2,5 мм.

Грузоподъемность Cr = 78 кН, Cor = 58 кН.

Факторы нагрузки e = 0,35, Y = 1,71, Yo = 0,94.

Рис. 5 - Роликовый подшипник.

5. Проектирование зубчатых колес

Червяк выполняется заодно с валом, поэтому выполним проектирование только червячного колеса.

Диаметр вала был рассчитан ранее d = 70 мм.

Длина ступицы колеса Lст = 1,4*d = 98 мм.

Диаметр ступицы колеса dст = 1,55*d = 109 мм.

Толщина торцов червячного венца S₄ = 2*m = 2*6,3 = 13 мм.

Где m – модуль зацепления равный 6,3.

Толщина торцов червячного колеса S₀ = 1,3 * S₄ = 17 мм.

Толщина диска колеса C = 1,3 * S₀ = 22 мм.

При проектировании зубчатого колеса нужно согласовать длину шпонки и длину ступицы.

Наибольший из этих размеров является – 98 мм.

При этом должны соблюдаться условия:

L_шпонки = L_ст – 6 мм.

С учетом этих условий принимаем:

L_шпонки = 92 мм, L_ст = 98 мм.

Рис. 6 - Червячное колесо

6. Определение консольных сил

Консольная нагрузка вызывается муфтами, соединяющими двигатель с редуктором и редуктор с рабочей машиной.

Консольная сила от муфты определяется по формулам:

На быстроходном валу F_М1, Н:

где Т₁ – вращающий момент на быстроходном валу, Н∙м

На тихоходном валу F_М2, Н:

где Т₂ – вращающий момент на тихоходном валу, Н∙м

7. Расчет ведомого вала

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)

Изгибающий момент от осевой силы Fа будет:

m_а=1499,7·25210^-3/2=188,9Нм.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

1m_Ау=0

R_By·(a+b)+F_r·a – m_а=0

R_By=(F_r·0,082 – m_а)/ 0,142=(2205.6·0,082–188.9)/ 0,142=-57,06 Н

Принимаем R_By=-57Н

2m_Ву=0

R_Аy·(a+b) – F_r·b – m_а=0

R_Аy=(F_r·0,06+ m_а)/ 0,142=(2205.6·0,06+188.9)/ 0,142=2262,6 Н

Принимаем R_Аy=2263 Н

Проверка:

F_Ку=0

R_Аy – F_r+ R_By=-57–2206+2263=0

Назначаем характерные точки 1,2,2’, 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1у=0;

М_2у= R_Аy·а;

М_2у=2262,6·0,082=185,5 Нм;

М_2’у= М_2у – m_а(слева);

М_2’у=185,5–188.69=-3,42 Нм;

М_3у=0;

М_4у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_у, Нм.

Рассматриваем горизонтальную плоскость (ось х)

1m_Ах=0;

F_m·(a+b+с) – R_Вх·(a+b) – F_t·a=0;

2170·(0.082+0,06+0,121) – R_Вх·(0,082+0,06) – 6060·0,082=0;

R_Вх=519,76Н

R_Вх520Н

2m_Вх=0;

– R_Ах·(a+b)+F_t·b+F_m·с= 0;

R_Ах=(363,58+262.57)/0,142;

R_Ах=4409,56Н

R_Ах4410Н

Проверка

m_Кх=0;

– R_Ах+ F_t – F_ш+ R_Вх=-4410+6060–2170+520=0

Назначаем характерные точки 1,2,2’, 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М_1х=0;

М_2х= – R_Ах·а;

М_2х=-4409,56·0,082 = ­-361,58Нм;

М_3х= – F_m ·с;

М_3х=-2170·0,121 = -262.57Нм

М_4х=0;

Строим эпюру изгибающих моментов М_х.

Крутящий момент

Т_I-I=0;

Т_II-II=T₁=F_t·d₁/2;

Т_II-II=763Нм

Рис. 5 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов ведущего вала