Кинематический и силовой расчет привода

      В качестве плавающей опоры выбирают ту, которая воспринимает меньшую радиальную нагрузку. При значительных расстояниях между опорами для увеличения жесткости фиксирующей опоры часто устанавливают два однорядных радиально-упорных шарикоподшипника или два конических роликоподшипника. Такая установка характерна для червячных редукторов (для вала червяка).

      В узлах, спроектированных по схеме 2, наружные кольца подшипников упираются в  торцы крышек, а торцы внутренних колец – в буртики вала.

      Во  избежание защемления тел качения от температурных деформаций предусматривают зазор, превышающий тепловое удлинение. 

                  5.1. Расчет подшипников  ведущего вала 

      Определяем  тип подшипника в зависимости  от соотношения осевой и радиальной нагрузок

                    (5.1)

      Предварительно  принимаем роликовый радиально-упорный  подшипник легкой серии 7207 ГОСТ 23765-87 [2, табл. 10].

      Принимаем схему установки подшипника "враспор".

      Определяем  расстояние L_баз между точками приложения реакций

                   , (5.2)

      где L – межопорное расстояние для вала, L = 103 мм;

            Т – наибольшая ширина подшипника, Т = 18,50 мм [2, табл. 11];

            а – расстояние от точки приложения реакции до дальнего торца подшипника

      Определяем  расстояние а

                   , (5.3)

где d – диаметр внутреннего кольца подшипника, d = 35 мм [2, табл. 11];

D – диаметр внешнего кольца подшипника, D = 72 мм [2, табл. 11];

е^ГОСТ – коэффициент осевого нагружения подшипника, e^ГОСТ = 0,37 [2, табл. 11].

                   мм.

                   мм.

      Пересчитываем реакции в опорах вала, используя  готовые формулы раздела 3.

             Н; (5.4)

             Н. (5.5)

                   Н; (5.6)

                   Н. (5.7)

                   Н; (5.8)

                   Н. (5.9)

      Определяем  осевые составляющие от радиальных реакций

                   Н, (5.10)

                   Н. (5.11)

      Определяем  расчетные осевые нагрузки на подшипник

                  1: < 0, (5.12)

                  2: > 0, (5.13)

      В зависимости от знака в уравнениях (5.12) и (5.13) принимаем расчетные формулы  для определения осевых нагрузок на подшипники.

                   Н, (5.14)

                   Н. (5.15)

      Дальнейший расчет ведем для наиболее нагруженного подшипника, в данном случае это подшипник первой опоры.

      Определяем  действительный коэффициент осевого  нагружения

                   , (5.16)

где К_к – кинематический коэффициент, при вращении внутреннего кольца       К_к = 1,0 [2].

                   .

      Так как e' < e^ГОСТ, то считается, что осевая нагрузка существенного влияния не оказывает и принимаются коэффициенты Х = 1 и У = 0 [2].

      Определяем  эквивалентную нагрузку на подшипник

                   , (5.17)

      где Х – коэффициент радиальной нагрузки, Х = 1;

            Y – коэффициент осевой нагрузки, Y = 0;

            К_т – температурный коэффициент, К_т = 1 [2, табл. 14];

            К_б – коэффициент безопасности, К_б = 1,3 [2, табл. 13].

                   Н.

      Определяем  требуемую динамическую грузоподъемность

                   , (5.18)

где n – частота вращения кольца рассчитываемого подшипника, n = 968 об/мин;

L_h10 – долговечность подшипника в часах при вероятности безотказной работы 90%, L_h10 = 10000 час [2, табл. 13].

r – показатель степени, r = 3,33 [2];

а₁ – коэффициент долговечности в функции необходимой надежности, а₁ = 1,0 [2];

а₂ – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации, а₂ = 0,65 [2, табл. 15].

                   < кН.

      Определяем  действительную долговечность подшипника

                   , (5.19)

                   час.

      Подобранные подшипники имеют значительный запас  долговечности, что позволит им работать безаварийно на протяжении планируемого срока эксплуатации. 

                  5.2. Расчет подшипников  ведомого вала 

      Определяем  тип подшипника в зависимости  от соотношения осевой и радиальной нагрузок

                    (5.20)

      Предварительно принимаем роликовый радиально-упорный подшипник легкой серии 7210 ГОСТ 23765-87 [2, табл. 10].

      Принимаем схему установки подшипника "враспор".

      Определяем  расстояние L_баз между точками приложения реакций

                   , (5.21)

      где L – межопорное расстояние для вала, L = 103 мм;

            Т – наибольшая ширина подшипника, Т = 22,00 мм [2, табл. 11];

            а – расстояние от точки приложения реакции до дальнего торца подшипника

      Определяем  расстояние а

                   , (5.22)

где d – диаметр внутреннего кольца подшипника, d = 50 мм [2, табл. 11];

D – диаметр внешнего кольца подшипника, D = 90 мм [2, табл. 11];

е^ГОСТ – коэффициент осевого нагружения подшипника, e^ГОСТ = 0,37 [2, табл. 11].

                   мм.

                   мм.

      Пересчитываем реакции в опорах вала, используя готовые формулы раздела 3.

             Н. (5.23)

    Н; (5.24)

                   Н. (5.25)

                   Н; (5.26)

                   Н. (5.27)

      Определяем  осевые составляющие от радиальных реакций

                   Н, (5.28)

                   Н. (5.29)

      Определяем  расчетные осевые нагрузки на подшипник

                  1: > 0, (5.30)

                  2: < 0, (5.31)

      В зависимости от знака в уравнениях (5.30) и (5.31) принимаем расчетные формулы для определения осевых нагрузок на подшипники.

                   Н, (5.32)

                   Н. (5.33)

      Дальнейший  расчет ведем для наиболее нагруженного подшипника, в данном случае это подшипник первой опоры.

      Определяем  действительный коэффициент осевого  нагружения

                   , (5.34)

где К_к – кинематический коэффициент, при вращении внутреннего кольца       К_к = 1,0 [2].

                   .

      Определяем  эквивалентную нагрузку на подшипник

                   , (5.35)

      где Х – коэффициент радиальной нагрузки, Х = 0,4 [2];

            Y – коэффициент осевой нагрузки, Y = 1,6 [2, табл. 11];

            К_т – температурный коэффициент, К_т = 1 [2, табл. 14];

            К_б – коэффициент безопасности, К_б = 1,3 [2, табл. 13].

                   Н. 
 

      Определяем  требуемую динамическую грузоподъемность

                   , (5.36)

где n – частота вращения кольца рассчитываемого подшипника, n = 242 об/мин;

L_h10 – долговечность подшипника в часах при вероятности безотказной работы 90%, L_h10 = 10000 час [2, табл. 13].

r – показатель степени, r = 3,33 [2];

а₁ – коэффициент долговечности в функции необходимой надежности, а₁ = 1,0 [2];

а₂ – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации, а₂ = 0,65 [2, табл. 15].

                   < кН.

      Определяем  действительную долговечность подшипника

                   , (5.37)

                   час.

      Подобранные подшипники имеют значительный запас долговечности, что позволит им работать безаварийно на протяжении планируемого срока эксплуатации.

 

6. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС И ЗВЕЗДОЧЕК 

                  6.1. Конструирование  зубчатых колес 

      Основные  параметры зубчатых колес и червяков (диаметры, ширина, модуль, число зубьев и пр.) определены при проектировании передач. Конструкция колес зависит, главным образом, от проектных размеров, материала, способа получения заготовки.

      Цилиндрические  зубчатые колеса обычно изготавливают из круглого проката или поковок. Ступицу цилиндрического колеса располагают симметрично или несимметрично относительно обода. При d_a/d < 2...2,5 (где d – диаметр вала вблизи зубчатого венца) шестерню обычно выполняют заодно с валом. При этом упрощается сборка и повышается надежность, поскольку каждое высоконагруженное соединение может оказаться потенциальным источником отказа.

      В данном курсовом проекте шестерня выполняется  совместно с ведущим валом.

      Для получения заготовки зубчатого  колеса используется штамповка [2].

      Определяем  толщину обода колеса

                   , (6.1)

      где m – модуль зубчатого колеса, m = 2 мм;

            b₂ – ширина зубчатого колеса, b₂ = 48 мм.

                   мм.

      Ширина  обода равна ширине колеса b = b₂ = 48 мм.

      Внутренний диаметр ступицы равен диаметру вала под колесо d = d_к = 50 мм.

      Определяем  наружный диаметр ступицы

                   мм. (6.2)

      Определяем  толщину ступицы

                   мм. (6.3)

      Определяем  длину ступицы

                   мм. (6.4)

      Определяем  толщину диска колеса

                   мм. (6.5)

      Толщина диска должна быть мм. Принимаем С = 12 мм.

      Принимаем радиусы закруглений R = 6 мм [2, табл. 20].