4 Силы в зацеплении.

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке

Окружная сила на червяке равная осевой силе на колесе

Радиальная сила для стандартного угла α=20º

Определяем расстояние между внешними поверхностями деталей передачи

М инимальный зазор между вращающимися частями редуктора и элементами корпуса:

Расстояние между диаметром корпуса и поверхностью червяка:

Конструктивные размеры корпуса и редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

Диаметры болтов:

Фундаментальных

Рисунок 2.

5 Расчёт валов.

Рассчитаем быстроходный вал

принимаем 35

где t_1цил=4,5

, Принимаем 45 мм

, где r=3.5

Принимаем 55 мм

Определим длины вала с коническим концом

Длина посадочного конца

Длина цилиндрического участка:

0,15d₁=5,25. Принимаем 5 мм

Длина промежуточного участка

Рассчитаем тихоходный вал:

Принимаем 60 мм

Принимаем d_БП2=80 мм

Определим длины участков вала

Тихоходный вал с коническим концом

Длина посадочного конца

Длина цилиндрического участка

0,15d₂=9, принимаем 9 мм

Длина промежуточного участка

6 Определение реакций опор.

Для тихоходного вала.

F_r2=2669 H;F_a2=916 H

F_t2=7333 H

F_M=125 =3853Н

Рисунок 3. Построение эпюр моментов для тихоходного вала.

Вертика льная плоскость

Проверка на ΣY:

Горизонтальная плоскость:

Проверка ΣХ:

Для быстроходного вала:

F_r=1693 H

F_a1=4635 H

F_t1=666 H

F_Р=182 Н

Рисунок 4. Определение опорных реакций для быстроходного вала

Горизонтальная плоскость

Рисунок 5. Определение опорных реакций для быстроходного вала в горизонтальной плоскости.

Вертикальная плоскость

Рисунок 6. Определение опорных реакций для быстроходного вала в вертикальной плоскости.

7 Расчёт по дшипников.

7.1 На быстроходный вал

Исходные данные: d_п=40 мм, частота вращения вала n=1719 мин^-1, реакции опор R_A=1123 H, R_B=892 H. Осевая сила F_a=-4635 H. Срок службы L_h=10000ч.

Предварительно выбираем роликовые конические однорядные подшипники средней серии, условное обозначение 7306. Для которых динамическая грузоподъёмность С=43 кН, статистическая С_о=29,5 кН, фактор нагрузки е=0,34.

Выполняем проверочный расчёт

- внутренние осевые силы

где е’=0,83е=0,83·0,34=0,28 – для конических роликовых подшипников

F_r1=R_A, F_r2=R_B

S₁=0.28·1123=316 H; S₂=0.28·892=249 H

Принимаем F_a1=S₂=249 H, отсюда =>F_a2=S₁-F_a=249-(-4635)=4902 H>S₂=316 H

Условия удовлетворяются – силы определены верно

Определяем эквивалентную нагрузку

P_r=(XVF_r+YF_a)K_бK_T,

где X,Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузки

V – коэффициент вращения (V=1 – при вращении внутреннего кольца)

K_б – коэффициент безопасности, учитывая характер нагрузки

K_б=1,2 (табл. 16,3/2/)

K_T – температурный коэффициент, принимаем K_T=1

При (по табл. 16,4/2/) X₁=1, Y₁=0

При X₂=0,56, Y₂=1,4

При

Отсюда P_r1=1123·1.2=1347.6 H

Так как P_r2>P_r1 – рассчитываем только второй подшипник

По табл. 8,10/2/ K_HE=0.25

Эквивалентная долговечность

Ресурс

Потребная динамическая грузоподъёмность

, где Р=3,33 – для роликовых подшипников

, что меньш е паспортного значения С=48100 Н (условие соблюдается С_тр≤С)

Проверим подшипник по статической грузоподъёмности

Эквивалентная статическая нагрузка

,

где Х₀ и Y₀ – коэффициент радиальной и осевой статических нагрузок

Х₀=0,5 и Y₀=0,22ctg α=0.22ctg12=1.04 – для конических роликоподш.

P₀=0.5·892+1.04·4902=446+5098=5544 H<C₀=29.5 кН

Условие Р₀≤С₀ соблюдается

Переход на более лёгкую серию подшипников не является актуальным, т.к. у подшипника 7206 С=29,5 кН меньше потребной.