4.6 Первый этап компоновки редуктора.

Первый этап служит для приближенного определения положения червяка и червячного колеса относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Вычерчиваем на двух проекциях червяк и червячное колесо. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса, принимая зазор между стенкой и червячным колесом и между стенкой и ступицей червячного колеса15 мм.

В конических роликоподшипниках радиальные реакции считаются приложенными к валу в точках пересечения нормалей, приведенных к серединам контактных площадок.

Расстояние «а» между этой точкой и торцом подшипника для однородных роликовых конических подшипников определяется по формуле:

где значение Т ,d,D,e- см. в табл.3.

Для конических роликоподшипников на валу червяка

а₁= мм,

Для конических роликоподшипников на валу колеса

а₂= мм

Длины выходных концов валов определяем в зависимости от их диаметров.

l_1ВЫХ= 42 мм l_2ВЫХ=105 мм [1,с. 115].

4.7 Проверка долговечности подшипников

Для проверки долговечности подшипников составляем пространственную схему сил, нагружающих опоры (рис.12). Окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяке:

F_t2=F_a1= 12912 Н

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе;

F_t1=F_a2= 3038 Н

Радиальные силы на колесе и червяке: F_r2=F_r1= 4377Н

Рис .12 Пространственная схема сил в червячном зацеплении и опорные реакции.

4.7. 1 Проверка долговечности подшипников ведущего вала

Из первого этапа компоновки l₁=142мм. l₂= 142мм. l₃= 115мм.

F_м-консольная нагрузка от ременной передачи; Fв=1256Н.

Угол наклона ременной передачи равен 30⁰, составляющие консольной нагрузки равны:

F_вх= F_вcos 30⁰=1256^.0,866 =1088 Н.

F_ву= F_вsin 30⁰=1256^.0,5=628Н.

Составляем расчётную схему вала в виде двухопорной балки и определяем силы, нагружающие подшипники (см. рис.13).

Определяем реакции опор в плоскости XОZ :

Σ М (1 ) =0; -F_вх l₃+F_t1 l₂- Rx₂ ( l₁ + l₂)=0;

Rx₂ = -F_вх l₃+F_t1 l₂/( l₁ + l₂)=

Σ М ( 2 ) =0; -F_вх (l₁ + l₂ + l₃)+ Rx_l ( l₁ + l₂)- F_t1 l₁=0;

Rx_l = F_вх (l₁ + l₂ + l₃)+ F_t1 l₁/ (l₁ + l₂ + l₃)=

Проверка: -Rx₁ - Rx₂ + F_Bх + Ft₁ =0

В плоскости YОZ:

Σ М (1 ) =0; -F_ву l₃-F_r1 l₂- Fа₁ (d_l /2) +Rу₂ ( l₁ + l₁)=0;

Rу₂=F_ву l₃ +F_r1 l₂+Fа₁ (d_l /2) /( l₁ + l₂)=

Σ М ( 2 ) =0; -F_ву (l₁ + l₂ + l₃) +Ry₁ ( l₂ + l₃₎+Fr₁ l₁- Fа₁ (d_l /2) ;

Ry₁ = F_ву (l₁ + l₂ + l₃) +Fr₁ l₁-Fа₁ (d_l /2)/( l₁ + l₁ )=

Проверка: -Ry_l + Ry₂ - Fr₁ +F_ву = 0

Рис.13 Расчётная схема ведущего вала.

Суммарные реакции:

Осевые реакции в подшипниках опоры 1:

S₁=0,83 е Rr₁ =0,83^.0,28^. 3090=718Н

Осевая нагрузка на подшипники с учетом осевых реакций и осевых сил в зацеплении: Fа₁= S₁=718 Н

Отношение Fа₁/ Pr₁ = 718/3090=0,23< е, тогда осевую силу не учитываем.

Х- коэффициент радиальной нагрузки; Х= 1,05

Y- коэффициент осевой нагрузки; У= 0;

Эквивалентная нагрузка: P_Э = (X · v · Rr_l + Y · Fа₁) · K_б · K_T

v – коэффициент вращения кольца; при вращающемся внутреннем кольце подшипника v =1,0.

K_б - коэффициент безопасности ; для редукторов всех типов K_б=1,3 [3, табл. 9.19]

К_T = температурный коэффициент. При температуре подшипника менее 100 С⁰ К_T =1,0.

P_Э =(1^.1^.3090+2,6^. 0)^.1,3^.1=4017Н

Расчетная долговечность подшипника в часах:

L_h = 10⁶(С/Р_э)³/60n₁,

где n ₁- частота вращения ведущего вала ;

С- динамическая грузоподъемность подшипника № 97508, Кн.

Полученная долговечность больше требуемой по ГОСТ 16162-85, поэтому принятые подшипники № 97508 подходят для опоры №1 ведущего вала редуктора.

Рассмотрим более подшипник опоры № 2. Он воспринимает только радиальную нагрузку, т.топора №2 является «плавающей».

Эквивалентная нагрузка: P_Э = (X · v · Rr₂ + Y · Fа₁) · K_б · K_T

P_Э =(1^.1^. 4395+2,6^. 0)^.1,3^.1=5714Н

Расчетная долговечность подшипника в часах:

L_h = 10⁶(С/Р_э)³/60n₁,

где n ₁- частота вращения ведущего вала ;

С- динамическая грузоподъемность подшипника № 308, Кн.

Полученная долговечность больше требуемой по ГОСТ 16162-85, поэтому принятые подшипник № 308 подходит для опоры №2 ведущего вала редуктора.