Р асчет тихоходного вала

Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости из условия равновесия от сил в зацеплении. Реакции от сил муфты, определяем отдельно.

Определяем реакции опор в вертикальной плоскости из условия равновесия.

,

.

Проверка:

Определяем радиальные нагрузки на опоры:

Реакции опор от силы муфты:

Ra=Frm t/2·a= 3000 95/190=1500H

Rb=Frm (t+2·a)/ 2·a =4500Н

Радиальные нагрузки на опоры;

,

,

Определяем изгибающие моменты в характерных сечениях вала.

-Горизонтальная плоскость

Момент под центром колеса

,

-Вертикальная плоскость

Момент под центром колеса слева.

,

Момент под центром колеса справа.

Момент от радиальной силы муфты под колесом.

Определяем диаметры вала в его характерных сечениях по формуле, используемой при определении диаметра вала под муфтой

-Диаметр вала под муфтой 70.

-Диаметр вала под опорой «B». Изгибающий момент в сечении вала

Вращающий момент T=1066Hм

,

,

,

Принимаем диаметр вала под опорой «B» 70мм, под опорой «A» будет такой же

-Диаметр вала под колесом. Изгибающий момент в сечении вала:

,

,

,

Принимаем диаметр вала под колесо равным 70мм

1 3.Выбор типа подшипников

В червячных редукторах применяем радиально-упорные роликовые подшипники, т. к. жесткость шарикоподшипников невелика. В связи с этим, под нагрузкой валы в этом случае имели бы значительные перемещения, создающие слишком неблагоприятные условия зацепления зубьев червячной передачи.

Радиально-упорные роликовые однорядные подшипники предназначены для восприятия комбинированной (радиальной и односторонней осевой) нагрузки. В связи с этим, радиально-упорные подшипники монтируют на валах с соблюдением принципа зеркальной симметрии, а их работа только при радиальных нагрузках (без внешних или монтажных осевых сил) не допускается.

Выбор схемы установки подшипников

При осевом фиксировании валов стремимся к тому, чтобы вал с его опорами представляли собой статически определимую систему. Это обусловлено тем, что в статически неопределимых системах возможна значительная перегрузка опор силами, величины которых зависят от точности изготовления и монтажа деталей, температурных деформаций и не зависят от внешних условий нагружения. Указанные силы весьма трудно оценить, хотя по величине они могут во много раз превосходить внешнюю нагрузку. Для создания статической определимости одна из опор вала должна быть фиксированной, воспринимающей осевую нагрузку, а другая – "плавающей", свободной от осевой нагрузки. Однако в этом случае, при температурных деформациях вала, "плавающий" подшипник, перемещаясь под нагрузкой на величину температурного удлинения (укорочения) вала, быстро изнашивает посадочную поверхность отверстия подшипникового гнезда корпуса.

В алы будем фиксировать в двух опорах по схеме "враспор".

В принятой конструктивной схеме каждая из опор ограничивает осевое перемещение вала только в одном направлении. Для этого торцы внутренних колец обоих подшипников упираем в торцы буртиков вала (или в торцы других деталей, расположенных на валу). Внешние торцы наружных колец подшипников упираем в торцы подшипниковых крышек (или в торцы других деталей, установленных в посадочном отверстии подшипникового гнезда корпуса)

Подбор подшипников для быстроходного вала редуктора

Принимая легкую серию габаритных размеров подшипников, назначаем при типоразмер 7609. Откуда , e=0.22, Y=1.5.

Рассмотрим подбор при прямом ходе:

Определяем величину суммарной радиальной номинальной реакции:

;

;

;

;

Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок на подшипники:

,

где e определяется по таблицам на подшипники;

- радиальная нагрузка на подшипник.

Находим значения осевых нагрузок согласно схеме на рис. 11.10.3 [4, с. 267]:

Следовательно,

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку . При переменном режиме нагружения, заданном графиком, для подшипников редуктора имеем:

,

где - коэффициент долговечности.

,

- номинальная эквивалентная нагрузка, определяемая по зависимочти:

,

где V – кинематический коэффициент, учитывающий снижение долговечности при неподвижном внешнем кольце подшипника, V=1;

- коэффициент безопасности, определяемый по рекомендациям [7, с. 339] в зависимости от характера работы, при нагрузке без толчков принимаем ;

- Температурный коэффициент, вводимый при температуре подшипникового узла t>100 ⁰С, температурный коэффициент при t<100 ⁰С;

, - радиальная и осевая нагрузки на подшипники, возникающие при действии номинального момента ;

X , Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузки, назначаемые для конических роликоподшипников по ГОСТ 18855-82 в зависимости от отношения :

, тогда

X=1, Y=0.

, тогда

X=0.4, Y=1.5.

Таким образом,

Наиболее нагруженной при прямом ходе является опора В. Следовательно .

Прогнозируемый ресурс L_h , ч, (до появления усталостного контактного выкрашивания поверхности хотя бы одного из колец или тел качения) выбираемого подшипника должен удовлетворять следующему очевидному условию:

,

где t_p – необходимый (желаемый) срок службы подшипника.

Для уменьшения номенклатуры применяемых подшипников и снижения трудоемкости получения посадочных отверстий подшипниковых гнезд корпуса редуктора, в опорах вала целесообразно использовать одинаковые подшипники. В связи с этим, прогнозируемый ресурс L_h определяют для

наиболее нагруженного подшипника рассматриваемого вала редуктора.

,

где а₁ – коэффициент, учитывающий необходимую вероятность безотказной работы подшипника, назначают в соответствии с ГОСТ 18855-– 82; в общем редукторостроении принимают вероятность безотказной работы подшипников равной 90% и тогда а₁=1.0;

а_2;3 – объединенный коэффициент, учитывающий условия эксплуатации подшипника и качество его материала, назначают по справочным данным [5, c. 352]: а_2;3=1,3;

С – динамическая грузоподъемность принятого подшипника, выбираемая по соответствующей таблице каталога подшипников: .

p – показатель степени контактной выносливости подшипника (для шарикоподшипников всех типов р=3; для роликовых р=10/3): р=10/3;

n – частота вращения подвижного кольца рассматриваемого подшипника при его номинальном нагружении: мин^-1.

.

Подшипники, подобранные по необходимой величине прогнозируемого ресурса L_h , подвергают проверке на отсутствие их бринеллирования (остаточных деформаций колец и тел качения) при действии пиковых нагрузок.

П одбор подшипников для тихоходного вала редуктора

Принимаю среднюю серию габаритных размеров подшипников, назначаем при типоразмер 46214. Откуда , e=0,35 Y=1.7

Определяем величину суммарной радиальной номинальной реакции:

;

Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила F_а .

;

Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок на подшипники:

.

Пояснения к формулам и коэффициентам смотри п. 19.3.

Следовательно,

,

где ,

,

где V=1,

,

.

, тогда

X=1, Y=0.

, тогда

X=0,4, Y=1,5.

Наиболее нагруженной является опора А. Следовательно .

Прогнозируемый ресурс L_h , ч, (до появления усталостного контактного выкрашивания поверхности хотя бы одного из колец или тел качения) выбираемого подшипника должен удовлетворять следующему очевидному условию:

,

где t_p – необходимый (желаемый) срок службы подшипника.

Для уменьшения номенклатуры применяемых подшипников и снижения трудоемкости получения посадочных отверстий подшипниковых гнезд корпуса редуктора, в опорах вала целесообразно использовать одинаковые подшипники. В связи с этим, прогнозируемый ресурс L_h определяют для наиболее нагруженного подшипника рассматриваемого вала редуктора.

,

где а₁ – коэффициент, учитывающий необходимую вероятность безотказной работы подшипника, назначают в соответствии с ГОСТ 18855-– 82; в общем редукторостроении принимают вероятность безотказной работы подшипников равной 90% и тогда а₁=1.0;

а _2;3 – объединенный коэффициент, учитывающий условия эксплуатации подшипника и качество его материала, назначают по справочным данным [5, c. 352]: а_2;3=0.8;

С – динамическая грузоподъемность принятого подшипника, выбираемая по соответствующей таблице каталога подшипников: .

p – показатель степени контактной выносливости подшипника (для шарикоподшипников всех типов р=3; для роликовых р=10/3): р=3;

n – частота вращения подвижного кольца рассматриваемого подшипника при его номинальном нагружении: мин^-1.

.

Подшипники, подобранные по необходимой величине прогнозируемого ресурса L_h , подвергают проверке на отсутствие их бринеллирования (остаточных деформаций колец и тел качения) при действии пиковых нагрузок.