Материал: ПЛК-3,12.00.00.000 ПЗ (Записка)

Рабочая длина шпонки является длиной плоских боковых граней шпонки. Ее можно определить по формуле

, м (7.2)

где  ‑ длина шпонки, м;

 ‑ ширина шпонки, м;

Подставив (7.2) в (7.1) получим

(7.3)

Произведём расчёт шпоночных соединений приведенных в таблице 7.1.

‑ соединение быстроходного вала редуктора с муфтой

 Па = 50,4 МПа

‑ соединение промежуточного вала редуктора с колесом быстроходной ступени

 Па = 84,6 МПа

‑ соединение тихоходного вала редуктора с колесом тихоходной ступени

 Па = 98,2 МПа

‑ соединение тихоходного вала редуктора с муфтой

 Па = 76,8 МПа

‑ соединение приводного вала редуктора с муфтой

 Па = 74,7 МПа

Расчёты показывают что действительные напряжения для рассмотренных соединений меньше допускаемых, следовательно прочность шпоночных соединений обеспечена.

8 Выбор и расчёт подшипников привода

Тип подшипника качения подбирается в зависимости от вида нагрузок, действующих на подшипники. В проектируемом редукторе используются зубчатая цилиндрическая косозубая передача и коническая передача, в зацеплении которых при работе возникают осевые нагрузки. В зацеплении цилиндрической косозубой передачи осевая нагрузка осевая нагрузка  Н не превышает значения 800 Н, а в зацеплении конической передачи осевые нагрузки на шестерне  Н и на колесе  Н превышают значение 800 Н. Поэтому, согласно рекомендациям [3], в данный редуктор устанавливаем: на тихоходный вал - шариковые радиально-упорные подшипники по ГОСТ 831-75; на промежуточный и быстроходный валы - роликовые радиально-упорные подшипники по ГОСТ 27365-87. При установке приводного вала в отдельные опоры вследствие неточностей изготовления опор и сборки рамы сваркой может возникнуть несоосность опор. Поэтому для приводного вала применяем шариковые сферические подшипники по ГОСТ 28428-90, которые компенсируют данную несоосность.

Размеры подшипников подбираются по диаметру шеек вала под подшипники. Для редуктора предварительный выбор подшипников произведён в п. 4. Основные параметры подобранных подшипников представим в таблице 8.1.

Таблица 8.1 – Параметры подшипников

Произведём проверочный расчёт подшипников тихоходного вала редуктора.

Проверочный расчёт подшипников качения производится по статической и динамической грузоподъёмности.

Проверочный расчёт подшипников качения по динамической грузоподъёмности заключается в проверке условия

(8.1)

где  ‑ расчётная динамическая грузоподъёмность, Н;

 ‑ паспортная динамическая грузоподъёмность, указанная в стандарте на подшипник (таблица 8.1), Н;

Расчётная динамическая грузоподъёмность определяется по формуле

(8.2)

где  ‑ эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник, Н;

 ‑ показатель степени, зависящий от вида тела качения (для шариковых подшипников  = 3);

 ‑ долговечность подшипника, млн. об;

 ‑ коэффициент долговечности зависчщий от вероятности безотказной работы подшипника P(t) (при P(t) = 0.9 =1);

 ‑ обобщённый коэффициент влияния качества металла, технологии производства, конструкции и условий эксплуатации.

Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник определяется по формуле

(8.3)

где  ‑ радиальная нагрузка на подшипник, Н;

 ‑ осевая нагрузка на подшипник, Н;

,  ‑ коэффициенты радиальной и осевой сил;

 ‑ коэффициент вращения (при вращающемся внутреннем кольце и неподвижном наружном = 1);

 ‑ коэффициент безопасности (при спокойной нагрузке = 1);

 ‑ температурный коэффициент (при рабочей температуре < 100ºC  = 1).

Радиальную нагрузку на подшипник определяем как реакцию опоры при расчёте вала. В п. 6.1 для тихоходного вала редуктора были определены реакции опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях. Суммарные реакции опор будут определятся по формуле

, Н (8.4)

где  и  ‑ реакции опор вала в горизонтальной и вертикальной плоскостях соответственно, Н.

Определяем суммарные реакции опор

для опоры А

 Н

для опоры B

 Н

Осевые нагрузки на подшипники определяем по методике, изложенной в источнике [3].

Из ГОСТ 831-75 угол контакта подшипника 36211 равен 12º.

Определяем отношение

По таблице 16.5 [3] определяем эксцентриситет

Определяем относительный эксцентриситет

(8.5)

Определяем внутренние усилия в подшипниках

(8.6)

Для опоры А:

Для опоры B:

Принимаем

Тогда из уравнения равновесия расчетной схемы рис. 16.8 [3] проверяем условие

(8.7)

Н

Данное условие выполняется, следовательно оставляем найденные значения Н и  Н

Для опоры А находим отношение  <  следовательно согласно таблице 16.5 [3] X = 1, Y = 0.

Для опоры B находим отношение  <  следовательно согласно таблице 16.5 [3] X = 1, Y = 0.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку на подшипники по формуле (8.3)

Для опоры А

 Н.

Для опоры B

 Н.

Дальнейший расчет ведем для наиболее нагруженного подшипника (в опоре В)

Долговечность подшипника определяется по формуле

(8.8)

где  ‑ частота вращения подшипника, мин^-1;

 ‑ ресурс работы подшипника, час.

Ресурс работы подшипника равен расчётному сроку службы привода определённому в п. 2.1  ч.

Тогда долговечность подшипника

 млн. об.

Обобщённый коэффициент влияния качества металла, технологии производства, конструкции и условий эксплуатации определяется по таблице 16.3 [3]. Для шариковых подшипников при обычных условиях применения

Определяем расчётную динамическую грузоподъёмность по формуле (8.2)

 Н

Проверяем условие (8.1)

Расчётная динамическая грузоподъёмность меньше паспортной следовательно условие проверочного расчёта подшипника по динамической грузоподъёмности выполняется.

Проверочный расчёт подшипников качения по статической грузоподъёмности заключается в проверке условия

(8.9)

где  ‑ эквивалентная статическая нагрузка, Н;

 ‑ паспортная статическая грузоподъёмность, указанная в стандарте на подшипник (таблица 8.1), Н;

Эквивалентная статическая нагрузка определяется по формуле

, (8.7)

где ,  ‑  статические коэффициенты радиальной и осевой сил, указанные в стандарте;