Расчет и проектирование червячного редуктора (стр. 5 из 6)
(11.3)
; 
мм3;
; 
мм3:
Определяем напряжение изгиба в сечении С-С
; (11.4)
; 
;
Принимаем .
Определяем напряжения кручения в сечении С-С
; 
;
Принимаем 
.
Определяем амплитудные и средние напряжения циклов перемен напряжений. По заданию вал неверсивный. Напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу (рис.12), а напряжения кручения – по пульсирующему циклу (рис.13).
Рис.12 Цикл перемен напряжений изгиба
Рис.13 Цикл перемен напряжений кручения
Из рисунков следует:
- для перемен напряжений изгиба:
sv=sи; sм=0; sv=14МПа.
- для перемен напряжений кручения:
τv=τи=τк/2; τv=τи=5МПа.
Определяем коэффициенты снижения выносливости в сечении С-С. Зубчатое колесо напрессовано на вал и шпонку по посадке с гарантированным натягом, тогда находим коэффициент нормальных напряжений.
έs и έτ – масштабные факторы
Учитывая примечание 2 [1, с.166 табл.8.7]
[1, с.166 табл.8.7]
;
β – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности при высоте микронеровностей :
Rа=0,32…2,5мкм;
β =0,97…0,9; [1, с.162]
Принимаем β =0,92.
Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям изгиба. [1, с.162]
(11.5)
; 
.
Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла по касательным напряжениям ψs=0,1.
Определяем коэффициент запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям кручения. [1, с.164]
; (11.6)
; 
Определяем суммарный коэффициент запаса усталостной прочности в сечении вала С-С [1, с.162]
(11.7)
где [S]=1,5…5,5 – требуемый коэффициент запаса усталостной прочности [1, с.162]
Вывод: Расчетный коэффициент запаса усталостной прочности в пределах нормы, поэтому конструкцию вала сохраняем.
12 Расчет подшипников на долговечность
12.1 Расчет подшипников червяка на долговечность
Исходные данные
n2=652мин-1;
dп3=30мм;
RАy=2526Н;
RАх=512Н;
RBy=650Н;
RВх=1607Н;
Н.
Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники
; (12.1)
; 
Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила Fа (рис.9).
; 
; 
Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)
; 
;Так как соотношение больше 0,35, то назначаем роликовый конический однорядный подшипник средней серии по dп3=30мм.
Подшипник № 7306, у которого:
Dn2=72мм;
Вn2=21мм;
С0=40кН – статическая грузоподъемность;
С=29,9кН – динамическая грузоподъемность
е=0,34 – коэффициент осевого нагружения;
У=1,78 – коэффициент при осевой нагрузке [1,c.402, табл.П7].
Определяем коэффициент Х при радиальной нагрузке [1,c.212, табл.9.18] в зависимости от отношения
;где V – коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1.
Тогда Х=0,4.
Изображаем схему нагружения подшипников. Подшипники устанавливаем враспор.
Рис.14 Схема нагружения вала-червяка
Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок
S=0,83×e×Fr[1,c.216]
S1=0,83×0,34×1733; S1=489Н;
S2=0,83×0,34×2577; S2=727Н.
Определяем осевые нагрузки, действующие на подшипники.
FaI=S1;
FaII=S2 +FaI;
FaI=489Н;
FaII=489+723; FaII=1216Н.
Определяем эквивалентную нагрузку наиболее нагруженного подшипника II
Fэ2=(Х×V×Fr2+У×FaII)×Kd×Kτ;
где Kd - коэффициент безопасности;
Kd =1,3…1,5 [1,c.214, табл.9.19];
принимаем Kd =1,5;
Kτ – температурный коэффициент;
Kτ =1 (до 100ºС) [1,c.214, табл.9.20];
Fэ2=(0,4×1×2577+1,78×1216)×1,5×1; Fэ2=3195Н=3,2кН
Определяем номинальную долговечность роликовых подшипников в часах
[1,c.211]; (12.2).
Подставляем в формулу (12.2):
; 
ч.По заданию долговечность привода Lhmin=10000ч.
В нашем случае Lh> Lhmin, принимаем окончательно для червяка подшипник 7306.
12.1 Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность
Исходные данные
n2=65,2мин-1;
dп3=60мм;
RАy=1719Н;
RАх=10284Н;
RBy=1457Н;
RВх=7343Н;
Н.
Определяем радиальные нагрузки, действующие на подшипники (12.1)
; 
Здесь подшипник 2 – это опора А в сторону которой действует осевая сила Fа (рис.10).
; 
; 
Назначаем тип подшипника, определив отношение осевой силы к радиальной силе того подшипника, который ее воспринимает (здесь подшипник 2)
;