Привод с червячной передачей

    Тогда осевые силы действующие  на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]): 

    P_a1 = S₁ = 113,196 H;

    P_a2 = -(S₁ + F_a) = -(113,196 + 3452,448) = -3565,644 H. 

    Эквивалентная нагрузка вычисляется  по формуле: 

    Р_э = (Х ^x V ^x P_r1 + Y ^x P_a1) ^x К_б ^x К_т, 

где - P_r1 = 470,277 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника);  коэффициент безопасности К_б = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент К_т = 1 (см. табл. 9.20[1]). 

    Отношение 0,241 £ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0. 

    Тогда: P_э = (1 ^x 1 ^x 470,277 + 0 ^x 113,196) ^x 1,6 ^x 1 = 9347,684 H.

    Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]): 

    L = 4175,124 млн. об. 

    Расчётная долговечность, ч.: 

    L_h = 48323,194 ч, 

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n₁ = 1440 об/мин - частота вращения вала. 

    Рассмотрим  подшипник второй опоры: 

    Отношение 3,321 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,4; Y = 2,06. 

    Тогда: P_э = (0,4 ^x 1 ^x 1073,581 + 2,06 ^x 3565,644) ^x 1,6 ^x 1 = 12439,454 H.

    Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]): 

    L = 1610,689 млн. об. 

    Расчётная долговечность, ч.: 

    L_h = 18642,234 ч, 

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность  подшипника), установленных  ГОСТ 16162-85 (см. также  стр.307[1]), здесь n₁ = 1440 об/мин - частота вращения вала. 

2. 2-й  вал

 
 
 

    Выбираем  шарикоподшипник  радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 311 средней  серии со следующими параметрами: 

    d = 55 мм - диаметр вала (внутренний  посадочный диаметр  подшипника);

    D = 120 мм - внешний диаметр подшипника;

    C = 71,5 кН - динамическая  грузоподъёмность;

    C_o = 41,5 кН - статическая грузоподъёмность. 

    Радиальные  нагрузки на опоры:

    P_r1 = 2194,922 H;

    P_r2 = 1727,818 H.

    Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной  опоре 1.

    Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле: 

    Р_э = (Х ^x V ^x P_r1 + Y ^x P_a) ^x К_б ^x К_т, 

где - P_r1 = 2194,922 H - радиальная нагрузка; P_a = F_a = 759,614 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника);  коэффициент безопасности К_б = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент К_т = 1 (см. табл. 9.20[1]). 

    Отношение 0,018; этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,199. 

    Отношение 0,346 > e;£ e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,56; Y = 2,205. 

    Тогда: P_э = (0,56 ^x 1 ^x 2194,922 + 2,205 ^x 759,614) ^x 1,6 ^x 1 = 4646,202 H.

    Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]): 

    L = = = 3644,382 млн. об. 

    Расчётная долговечность, ч.: 

    L_h = 843606,944 ч, 

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность  подшипника), установленных  ГОСТ 16162-85 (см. также  стр.307[1]), здесь n₂ = 72 об/мин - частота вращения вала.

 

     Подшипники

 

12. Уточненный  расчёт валов

1. Расчёт 1-го вала

 

    Крутящий  момент на валу T_кр. = 34874,135 H^xмм.

    Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для  этого материала:

- предел прочности s_b = 780 МПа;

- предел выносливости  стали при симметричном  цикле изгиба 

    s_-1 = 0,43 ^x s_b = 0,43 ^x 780 = 335,4 МПа;

- предел выносливости  стали при симметричном  цикле кручения 

    t_-1 = 0,58 ^x s_-1 = 0,58 ^x 335,4 = 194,532 МПа. 

    2 - е    с е  ч е н и е. 

    Червячный вал порверять  на прочность не следует, так как размеры  его поперечных сечений, принятые при конструировании после расчёта геометрических характеристик (d₁=80мм, d_a1=96мм, d_f1=60,8мм), значительно превосходят те, которые могли бы быть получены расчётом на кручение.

    Проверим  стрелу прогиба червяка (расчёт на жёсткость).

    Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка: 

    J_пр =  

             913505,094 мм ⁴ 

    (формула  известна из курса  'Сопротивления материалов' и 'Детали машин') 

    Стрела  прогиба: 

    f =  

         0,0089 мм, 

где l = 380 мм - расстояние между  опорами червяка; F_x=759,614H, F_y=1281,474H - силы, действующие на червяк; E=2,1 ^x 10 ⁵ Н^xмм ². 

    Допускаемый прогиб:

    [f] = (0,005...0,01) ^x m = 0,04...0,08 мм.

    Таким образом, жёсткость  червяка обеспечена, так как

    f £ [f] 

    4 - е    с е  ч е н и е. 

    Диаметр вала в данном сечении D = 32 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

    Коэффициент запаса прочности  по касательным напряжениям: 

    S_t = , где: 

- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла: 

    t_v = t_m = 0,5 ^x 2,973 МПа, 

    здесь  

    W_{к нетто} =  

                    5864,451 мм ³ 

    где b=10 мм - ширина шпоночного паза; t₁=5 мм - глубина шпоночного паза;

    - y_t = 0.1 - см. стр. 166[1];

    - b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].