9.1 Быстроходный вал

Эквивалентная нагрузка фиксирующей опоры В.

P = (XVF_RB + YF_a)К_бК_Т,

где Х – коэффициент радиальной нагрузки

Y – коэффициент осевой нагрузки

V = 1 – вращается внутреннее кольцо подшипника [1c. 212]

К_б = 1,5 – коэффициент безопасности [1c. 214]

К_Т = 1 – работа при t < 100^o C [1c. 214]

отношение F_a/В = 3744/479 = 7,8 > e : следовательно

Х = 0,4; Y = 0,833

Р = (0,4·1·479+0,8333744)1,5·1 = 4966 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

Динамическая грузоподъемность сдвоенного роликоподшипника в 1,7 раза больше грузоподъемности одинарного подшипника, тогда

С_тр = Р(573L/10⁶)^0,3 =

= 4966(57374,114000/10⁶)^0,3 = 36,4 кH < C= 30,0·1,7 = 51,0 кН

Условие С_тр < C выполняется.

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(51,010³ /4966)^3,333/60708 = 55380 часов,

больше ресурса работы привода, равного 14000 часов.

Эквивалентная нагрузка плавающей опоры А

P = (XVF_RА)К_бК_Т,

где Х = 1 – коэффициент радиальной нагрузки

Р = (1,0·1·1948)1,5·1 = 2922 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573L/10⁶)^0,333 =

= 2922(57374,114000/10⁶)^0,333 = 26,7 кH < C= 29,1 кН

Условие С_тр < C выполняется.

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(29,110³ /2922)³/60708 = 23251 часов,

больше ресурса работы привода, равного 14000 часов.

9.2 Тихоходный вал

Эквивалентная нагрузка

Осевые составляющие реакций опор:

S_C = 0,83eC = 0,830,37·8848 = 2717 H,

S_D = 0,83eD = 0,830,3708147 = 2502 H.

Результирующие осевые нагрузки:

F_aC = S_C =2717 H,

F_aD = S_C + F_a =2717+ 955 = 3672 H.

Проверяем подшипник C.

Отношение F_a/F_r= 2717/8848 = 0,31 < e, следовательно Х=1,0; Y=0

Р = (1,01,08848+0)1,51,0 =13272 Н.

Проверяем подшипник D.

Отношение F_a/F_r= 3672/8147 = 0,45 > e, следовательно Х=0,4; Y=1,6

Р = (1,00,48147+1,6∙3672)1,51,0 =13701 Н.

Требуемая грузоподъемность подшипника:

С_тр = Р(573L/10⁶)^0,3 =

=13272(5733,6714000/10⁶)^0,3 = 39,8 кH < C = 52,9 кН

Условие С_тр < C выполняется.

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(52,910³ /13272)^3,333/6035 = 47807 часов,

больше ресурса работы привода, равного 14000 часов.

10 Конструктивная компоновка привода

10.1 Конструирование червячного колеса

Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,6d₃ = 1,6·60 = 96 мм.

Длина ступицы:

l_ст = (1÷1,5)d₃ = (1÷1,5)60 = 60÷90 мм,

принимаем l_ст = 60 мм

Толщина обода:

S = 0,05d₂ = 0,05·160 = 8 мм

S₀ = 1,2S = 1,2·8 = 10 мм

Толщина диска:

С = 0,25b = 0,25·36 = 9 мм

10.2 Конструирование валов

Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.

Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.

Червяк выполняется заодно с валом.

Размеры червяка: d_а1 = 48 мм, b₁ = 48 мм.

10.3 Выбор соединений

В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения.

Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для червячного колеса Н7/r6.

10.4 Конструирование подшипниковых узлов

В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются мазудерживающие кольца шириной 10…12 мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в мазеудерживающее кольцо, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника. Верхняя опора – плавающая.