6. Расчетная схема валов редуктора

Схема нагружения быстроходного вала

Силы действующие на червячный вал

F_a1 = 3231 H; F_r1 =1176 H; F_t1 =1220 H.

F_м = 552 Н

Рис. 8.1 – Расчетная схема быстроходного вала

Горизонтальная плоскость:

m_A = 100F_t1 + 200B_x – 308F_м = 0;

В_х = (552308 – 100∙1220)/200 = 240 Н;

Σm_B = 100F_t1 +108F_м – 200A_x = 0

А_х = (100∙1220+552∙108)/200 = 908 Н;

Проверка ΣХ = 0; A_x – F_t1 – B_x + F_м = 908 –1220 – 240 + 552 = 0

Изгибающие моменты

М_х1 = 908100 = 90,8 Нм;

М_х2 = 552108 = 59,6 Нм.

Вертикальная плоскость:

m_A = 100F_r1 – 200B_y – F_a1d₁/2 = 0

В_y = (1176100– 323150/2)/200 = 184 Н

Σm_B = 100F_r + F_a1d₁/2 – 200A_Y = 0

А_Y = (100∙1176+3231∙50/2)/200 = 992 Н;

Проверка ΣY = 0; A_Y – F_r + B_Y = 992 –1176 + 184 = 0

Изгибающие моменты

М_y1 = 992100 = 99,2 Нм

М_y2 = 184100 = 18,4 Нм

Суммарные реакции опор:

А = (А_x² +A_y²)^0,5 = (908²+ 992²)^0,5 = 1345 H,

B = (240²+ 184²)^0,5 = 302 H.

Расчетная схема нагружения тихоходного вала

Силы действующие на тихоходный вал:

F_t2 = 3231 H; F_r2 =1176 H; F_a2 =1220 H.

F_t3 = 6700 Н; F_r3 =2379 H; F_a3 = 396 H

Рис. 8.2 – Расчетная схема тихоходного вала.

Горизонтальная плоскость:

m_С = 96F_t3 – 136D_x – 68F_t2 = 0;

D_х = (96∙6700 – 68∙3231)/136 = 3114 Н;

Σm_D = 232F_t3 – 136С_x + 68F_t = 0

С_x = (232∙6700 + 68∙3231)/136 = 13045 H

Проверка ΣХ = 0; F_t3 – С_х + F_t + D_x = 6700 – 13045 + 3231 + 3114 = 0

Изгибающие моменты:

М_х1 = 670096 = 643,2 Нм;

М_х2 = 311468 = 211,8 Нм.

Вертикальная плоскость:

m_C = 96F_r3 – F_a3d₃/2 + 68F_r2 – D_y136 – F_a2d₂/2 = 0

Проверка ΣY = 0; F_r3 – С_y – F_r2 + D_x = 2379 – 2442 –1176 +1239 = 0

Изгибающие моменты:

М_y1 = 237996 =228,4 Нм

М_y2 = 2379∙164 – 396∙90/2 – 2442∙68 = 206,3 Нм

М_y3 =1239∙68 = 84,3 Нм

М_y4 =1239∙232 – 164∙1176 – 2442∙96 +1220∙200,0/2 = -17,8 Нм

Суммарные реакции опор:

C = (C_x² +C_y²)^0,5 = (13045²+ 2442²)^0,5 =13272 H,

D = (3114²+1239²)^0,5 = 3351 H,

9 Проверочный расчет подшипников

9.1 Быстроходный вал

Эквивалентная нагрузка

P = (XVF_r + YF_a)K_бК_Т

где Х – коэффициент радиальной нагрузки;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

V = 1 – вращается внутреннее кольцо;

K_б = 1,3 – коэффициент безопасности

К_Т = 1 – температурный коэффициент.

Осевые составляющие реакций опор:

S_A = 0,83eA = 0,83∙0,7861345 = 877 H,

S_B = 0,83eB = 0,83∙0,786302 = 197 H.

Результирующие осевые нагрузки:

F_aA = S_А = 877 H,

F_aВ = S_А+F_a = 877+3231 = 4108 H,

Проверяем подшипник А.

Отношение F_a/F_r = 877/1345= 0,65 < e, следовательно Х=1,0; Y=0.

Р = (1,01,01345+0)1,31,0 = 1749 Н.

Проверяем подшипник В.

Отношение F_a/F_r = 4108/302 = 13,6 > e, следовательно Х=0,4; Y=0,763

Р = (0,41,0302+0,763∙4108)1,31,0 = 4232 Н.

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573L/10⁶)^0,3 =

= 4232(573151,310500/10⁶)^0,3 = 32,7 кH < C= 39,4 кН

Условие С_тр < C выполняется.

Расчетная долговечность подшипника.

= 10⁶(39,410³ /4232)^3,333/601445 = 18240 часов, > [L]

больше ресурса работы привода, равного 10500 часов.