Схема подшипника качения показана на Рисунке 14.
Таблица 5. Значение эксплуатационных и конструктивных параметров цилиндрического одноступенчатого мотор-редуктора МЦ-100 [3]
Обозначение
Единица
измерения
Наименование параметра
Значение
параметра
H1
мм
высота редуктора
426
B1
мм
ширина редуктора
305
L
мм
длина редуктора
675
aw
мм
межосевое расстояние
100
m
мм
нормальный модуль зубчатого зацепления
1,5
tk
мм
ширина венца зубчатого колеса
25
z1
-
число зубьев шестерни
28
z2
-
число зубьев колеса
100
iф
-
фактическое передаточное число редуктора
3,57
β
град.
угол наклона линии зуба
16˚15΄37˝
dТ
мм
посадочный диаметр хвостовой части тихоходного вала
40
dБ
мм
посадочный диаметр хвостовой части быстроходного вала
-
-
-
номер подшипника на тихоходном валу редуктора
7308
-
-
материал и термообработка колеса и шестерни редуктора
Ст. 40Х, поверхностная закалка
-
-
материал и термообработка тихоходного вала редуктора
Ст. 40Х, улучшение
Таблица 6. Характеристики подшипника качения № 7308
Обозначение
Единица
измерения
Наименование параметра
Значение
параметра
D
мм
наружный диаметр подшипника
90
d
мм
внутренний диаметр подшипника
40
T
мм
габаритная ширина подшипника
25,25
c
мм
ширина наружного кольца подшипника
20
C
кН
динамическая грузоподъёмность
66
X
-
коэффициент радиальной нагрузки
0,4
Y
-
коэффициент осевой нагрузки
2,16
e
-
величина, характеризующая критическое отношение радиальной и осевой нагрузок
0,28
α
град.
Угол между осями подшипника и телом качения
12˚
Характеристики подшипника качения № 7308 взяты из справочника [4].
Рисунок 14. Схема конического подшипника качения.
Формула для определения диаметра делительной окружности колеса d1 имеет вид:
d1=z2 , (15)
где m – нормальный модуль зубчатого зацепления;
β – угол наклона линии зуба;
z2 – число зубьев колеса;
d1=1,5·100/cos16˚15΄37˝=150/0,96=156,25 (мм);
Окружную силу определим по формуле:
Ft=2·М∑max/d1, (16)
где М∑max – максимальный момент на тихоходном валу;
dк=d1 – диаметр начальной окружности;
Ft=2·216/156,25·10-3=432/156,25·10-3=2764,8 Н .
Осевую составляющую Fa определим по формуле:
Fa=Ft·tgβ , (17)
Fa=2764,8·tg16˚15΄37˝=805,87 Н.
Радиальную силу определим по формуле:
Fr=(Ft·tgαw)/cosβ , (18)
где αw – угол зацепления косозубой передачи в нормальном сечении (αw≈20˚);
Fr==1048,032 Н .
РАСЧЁТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА НА ПРОЧНОСТЬ
Расчёт состоит из нескольких этапов:
1. формирование расчётной схемы вала;
2. расчёт вала на статическую прочность;
3. проектировочный расчёт шпоночного или шлицевого соединения;
4. расчёт вала на выносливость.
Валы в редукторах выполняют ступенчатыми, т.к. это обеспечивает удобный монтаж, надёжную фиксацию подшипников и зубчатых колёс.
Расчёт проводится для тихоходного вала, как наиболее нагруженного.
Формирование расчётной схемы вала
Будем считать, что сила, действующая со стороны ролика, на беговую дорожку внутреннего кольца подшипника, приложена в геометрическом центре конического ролика.
Будем полагать, что геометрический центр ролика определяется в осевом направлении размером С/2 и лежит на окружности диаметром dср===65 (мм).
В качестве прототипа был взят чертёж тихоходного вала мотор-редуктора МЦ-80 (Лист 38) из каталога [3].
Формирование расчётной схемы тихоходного вала показано на Рисунке 16.
При установке радиально-упорных конических подшипников враспор наблюдается смещение опор на расчётной схеме внутрь относительно тел качения на величину 1.
Определим S – смещение опоры относительно середины наружного кольца подшипника:
S===·tg12˚=6,91 (мм).
Определим L=2T+tk+a+b , - расстояние между внешними торцами подшипников,
где T – габаритная ширина подшипника;
tk – ширина венца зубчатого колеса;
a – ширина упорного буртика;
b – размер ступенчатой части колеса.
Формирование расчётной схемы вала.
Размеры a и b получены масштабированием сборочного чертежа мотор-редуктора МЦ-80 – [3] и исходя из рекомендаций по выбору данных размеров.
a=6 , b=8
Тогда получим:
L=2·25,25+25+6+8=89,5 (мм).
Определим расчётную длину вала lрас по формуле:
lрас=L-2·(+1)=89,5-2·()=67,5 (мм);
где с – ширина наружного кольца подшипника.
Найдём длину lk2, которая определяет положение срединной плоскости колеса:
lk2=(Т+tk/2)-(+1)=(25,25+25/2)-()=26,75 (мм).
Зная lk2 , определим размер lk1:
lk1=lрас-lk2=67,5-26,75=40,75 (мм).
Расчёт вала на статическую прочность
Заменим шарнирные опоры силами реакции, а силы, действующие в зубчатом зацеплении, приведём к оси вала:
Ma=Fa·dw/2=Ft·tgβ·dw/2=(2·М∑max/dw)·tgβ·dw/2=М∑max·tgβ=216·0,292=62,96(Н·м);
Mt=Ft·dw/2=(2·М∑max/dw)·dw/2=М∑max=216 (Н·м);
Разложим реакции опор Ra и Rc на составляющие по осям, и найдём их.
1. Составляющие по оси X:
∑Mcy=-xa·lрас+Ft·lk2=0;
xa=( Ft·lk2)/lрас=(2764,8·26,75·10-3)/67,5·10-3=1095,68 Н;
∑May= xc·lрас-Ft·lk1=0;
xc=( Ft·lk1)/lрас=(2764,8·40,75·10-3)/67,5·10-3=1669,12 Н;
2. Составляющие по оси Y:
∑Mcx=-ya·lрас+Ma+Fr·lk2=0;
ya=(Ma+Fr·lk2)/lрас=(62,96+1048,032·26,75·10-3)/67,5·10-3=1348,07 Н;
∑Max=yc·lрас+Ma-Fr·lk1=0;
yc=(-Ma+Fr·lk1)/lрас=(-62,96+1048,032·40,75·10-3)/67,5·10-3=-300,04 Н;
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8
