4. Расчет валов

Осуществляем предварительный расчет валов по [τ]_кр – допустимому напряжению на кручение:

τ_кр1 = М_кр1/W_Р1 ≤ [τ]_кр

W_Р1 = 0,2d³

где W_Р – момент сопротивления полярный;

d₁ – диаметр вала (ведущего)

Значение [τ]_кр = 15 ÷ 25 МПа (Н/мм²)для выбранного материала.

Полученный диаметр увеличиваем на 5-10%, учитывая шпоночную канавку, и округляем его до ближайшего большего по ГОСТ [3] с.95; [7] с.161.

Для ведомого вала расчет аналогичен .

Полученные значения d₁ и d₂ принимаем на выходных концах ведущего и ведомого валов. Диаметры валов под подшипники назначаем ближайшие большие значения по сравнению с расчетными и принятыми по ГОСТ и обязательно кратными "5". Если d вала выходного конца уже имеет значение кратное "5", то его оставляют без увеличения, предусматривая в дальнейшем необходимую посадку.

5. Подбор подшипников

Основными критериями работоспособности подшипников качения являются их динамическая и статическая грузоподъемности – C и C₀(кН, Н) .

Динамической грузоподъемностью радиальных и радиально-упорных подшипников называют величину постоянной радиальной нагрузки, которую группа идентичных подшипников с неподвижным наружным кольцом может выдержать в течение 1 млн. оборотов внутреннего кольца.

Номинальная долговечность (ресурс) подшипника (в миллионах оборотов) – срок службы подшипников, в течение которого не менее 90% из данной труппы при одинаковых условиях должны проработать без появления признаков усталости металла.

Номинальная долговечность в часах:

L_h = 10⁶/60n∙(C/P_э)^α,

где С_1,2 – динамическая грузоподъемность подшипников выбранных по каталогу [1] с.335, [2] с.393, согласно принятых диаметров валов под подшипники d₁'_, d₂';

P_э – эквивалентная нагрузка, Н; кН;

α – показатель степени, для шарикоподшипников  = 3;

n_1,2 – частота вращения подшипников ведущего и ведомого валов, об/мин.

При расчете надо следить за тем, чтобы С и Р_э были выражены в одних и тех же единицах измерения – Н или кН.

n₁ – частота вращения ведущего вала, равная оборотам электродвигателя

n₂=n₁/u_рас – частота вращения ведомого вала.

Эквивалентная нагрузка Р_э для однорядных радиальных шарикоподшипников определяется по формуле:

P_э = (ХVF_r + УF_a)К_К_t

где X, У – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, значения которых приведены в таблицах [1] с.119, [2] с.212-213;

V – коэффициент, учитывающий вращение колец, при вращении внутреннего кольца подшипника V=1;

F_r – радиальная нагрузка, Н;

F_a – осевая нагрузка, Н.

Для одноступенчатого цилиндрического прямозубого редуктора с симметричным расположением зубчатых колес относительно опор (согласно указанной выше эскизной компоновки)

F_r = R_a = R_b = P_n/2.

F_a осевая нагрузка незначительна по сравнению с радиальной, принимается равной нулю F_a= 0.

Находим отношение осевой нагрузки к радиальной – F_a/VF_r. Если F_a/VF_r ≤ e, то принимаются Х=1, У=0, где е – параметр осевого нагружения, числа всегда положительные [3] с.119, [4] с.211.

Если F_a/VF_r ≥ e, то Х и У имеют другие значения [3] с.119, [4] с.211.

К_ – коэффициент безопасности, значения которого приведены в таблице [3] с.118, [4] с.214.

К_t – температурный коэффициент, значения которого приведены в таблице [3] с.118, [4] с.214.

Для одноступенчатого цилиндрического прямозубого редуктора выбираем попарно одинаковые радиальные однорядные шариковые подшипники.

Полученные значения Lh₁ и Lh₂ должны соответствовать долговечности редукторов. Для зубчатых редукторов долговечность составляет от 10000 до 36000 часов.

Рис.4.Эскиз подшипника

Составляется эскиз подшипника с простановкой размеров в буквенном виде ( ГОСТ 8338-75). Записываются характеристики подшипников в виде таблицы (табл.3).

Таблица 3