5.3.Расчет открытых передач.
Выполнение этого подраздела производится аналогично тому, как это сделано в подразделе 3.3.
5.4. Нагрузка валов редуктора.
На основании требований технического задания составляем схему сил в зацеплении редуктора (рис.5.1.).
Силы в зацеплении:
окружная сила на червяке и осевая сила на колесе, Н:
Ft1= Fа2= 2Т1/d1;
окружная сила на колесе и осевая сила на червяке, Н:
Ft2= Fа1=2Т2/d2,
радиальная сила на колесе и червяке, Н:
Fr2= Fr1= Ft2tgα,
где угол зацепления α=20°; d1 – делительный диаметр червяка; d2 – делительный диаметр колеса.
Консольная нагрузка на выходные концы валов редуктора определяется так же, как в подразделе 3.4.
5.5. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора.
Диаметры ступеней быстроходного вала (вал-червяк) (рис.5.2) и тихоходного вала (рис. 5.3) определяем так же, как в подразделе 3.5.
Для тихоходного вала выбираем материал – сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость НВ 232…264 (табл. П.4).
Эскизная компоновка (рис.5.4) выполняется на миллиметровой бумаге формата А1 карандашом в тонких линиях, желательно в масштабе 1:1 и должна содержать две проекции – разрезы по оси червяка и колеса.
Диаметр ступицы червячного колеса, мм:
dст=(1,6…1,8)dк2.
Длина ступицы червячного колеса, мм:
lст=(1,2…1,8)dк2.
Диаметр и длину ступицы червячного колеса округлить до ближайшего стандартного значения из ряда Ra 40.
Зазор между торцом ступицы червячного колеса стенкой корпуса Δ1=1,2δ, где δ=0,04аW+2 – толщина стенки корпуса редуктора (δ≥8 мм).
Зазор между червячным колесом и внутренней стенкой корпуса Δ2=δ.
Зазор между червяком и дном корпуса Δ0≥4δ.
Предварительно выбираем радиально-упорные подшипники (табл. П. 35): шариковые для вала – червяка и роликовые конические для вала червячного колеса, и схему установки подшипников «враспор» (табл. П.36). Параметры подшипников средней (легкой) серии выбираем по диаметру dП1, dП2 (табл. 38, П.39) и заносим их в табл. 5.3.
Таблица 5.3
|
Вал |
Подшипники |
|||||
|
Обозначение |
d×D×B (T), мм |
Сr, кН |
Go, кН |
α, град |
е |
|
|
Быстроходный Б1 Тихоходный Т2 |
|
|
|
|
|
|
Расстояния ∆3, а1,а2 ,l3 и l0 определяем так же, как и в подразделе 3.5.
Измерением находим расстояние l2 между реакциями в опорах тихоходного вала.
5.6. Определение опорных реакций. Построение эпюр моментов. Проверочный расчет валов и подшипников.
Пример расчетной схемы вала - червяка приведен на рис.5.5.
Реакции в опорах А и В, Н:
в плоскости XZ
RXA = RXB = Ft1/2,
в плоскости YZ
RYA = 0,5(Fа1 d1 - Fr1l1)/l1,
RYВ=0,5(Fа1 d1 + Fr1l1)/l1,
проверяем RYA +RYВ = Fr1.
Суммарные реакции в опорах, Н:
FrA=
,
FrB=
.
Осевые составляющие радиальных реакций подшипников:
SA=eFrA ; SB=eFrB.
Определяем осевые нагрузки подшипников:
принимаем FaA=SA , тогда FaB=Fa1+SA, если FaВ <SB ,то принимаем FaВ= SB, тогда FaA= SB-Fa1.
Эквивалентные нагрузки подшипников, Н:
PЭА=(XVFrA+YFaA)kТ·kб; PЭВ==(XVFrB+YFaB)kТ·kб,
где коэффициент вращения V=1; температурный коэффициент kT=1; коэффициент безопасности kб=1 при спокойной нагрузке (без толчков), kб=1…1,2 при легких толчках, kб=1,3…1,8 при умеренных толчках (редукторы всех типов); коэффициенты X и Y определяются по табл. П. 40.
Расчетную долговечность определяем по наиболее нагруженному подшипнику:
Lh=
,
где LhTp – требуемая долговечность (см. подраздел 3.6).
Пример расчетной схемы тихоходного вала приведен на рис. 5.6.
Реакции в опорах С и D, Н:
в плоскости XZ
RZD = RZC = Ft2/2,
в плоскости YZ
RYC = (Fа2 d2/2 - Fr2l2)/l2,
RYD= (Fа2 d2/2 + Fr2l2)/l2,
проверяем RYC +RYD = FYD.
Суммарные реакции в опорах, Н:
FrD=
,
FrC=
.
Осевые составляющие радиальных реакций подшипников:
SC=0,83eFrC
SD=0,83eFrD.
Определяем осевые нагрузки подшипников:
принимаем FaC=SC , тогда FaD=Fa2+SC, если FaD <SD ,то принимаем FaD= SD, тогда FaC= SD-Fa2.
Эквивалентные нагрузки подшипников, Н:
PЭC=(XVFrC+YFaC)kТ·kб;
PЭD=(XVFrD+YFaD)kТ·kб,
где коэффициенты X и Y определяются по табл. П. 40.
Долговечность определяем по наиболее нагруженному подшипнику. Расчетная долговечность:
Lh=
.