Подбор подшипников для червяка.

Подберём подшипники для фиксирующей опоры вала червяка.

За исходные данные примем частоту вращения n =960 об/мин., осевую силу F_a =10583,21 Н., диаметр посадочной поверхности под подшипник d =60 мм. Требуемая долговечность L_10h =6570 ч.

Найдём радиальную силу, действующую на подшипник

Н.

Принимаем предварительно подшипник роликовый конический радиально-упорный лёгкой серии 7212 с углом контакта α =16^°.

Для этого подшипника по табл.24.16 стр.387 [1] выбираем динамическую грузоподъёмность С =91300 Н., коэффициент осевого нагружения e =0,35, коэффициент осевой нагрузки Y =1,71.

Подшипниковый узел фиксирующей опоры образуют два одинаковых радиально-упорных роликоподшипника, которые рассматривают как один двухрядный подшипник, нагруженный силами F_a и F_r, причём каждый из подшипников принимает половину радиальной нагрузки, поэтому окончательно принимаем F_r =1326,7/2=663,35 Н.

Для комплекта из двух роликоподшипников имеем

Н.

Для данного подшипника

Отношение (при вращении внутреннего кольца подшипника коэффициент вращения V =1) больше e (8 > 0,43), поэтому окончательно принимаем коэффициент радиальной нагрузки X =0,67, .

Находим эквивалентную динамическую нагрузку

Принимаем K_T =1 (температура работы подшипника меньше 100 С^°), K_σ =1,3.

Н.

Требуемая грузоподъёмность

, p =3,33

Н.

Пригодность намеченного типоразмера подшипника оценивают по условию .

В данном случае это условие выглядит так

Так как (154063<156488), следовательно, намеченный подшипник подходит.

 

 

Проектировочный расчёт вала червячного колеса.

Для предварительного определения диаметра вала выполняют ориентировочный расчёт его на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению [ τ ] без учёта влияния изгиба

,

где Т – крутящий момент, Н∙м.

[ τ ] ≤ 15-20 МПа, примем [ τ ] =18 МПа.

мм.

Из ряда диаметров по ГОСТ 6636-69 выбираем d =80 мм. Данное значение является минимально допустимым.

 

Проверочный расчёт вала червячного колеса по коэффициенту безопасности.

Проверим сечение (посадочное место червячного колеса).

Общий коэффициент запаса прочности s определяют из формулы

 

откуда

Условие прочности вала по коэффициенту безопасности (запаса прочности) выглядит следующим образом

,

,

Материал вала – сталь 40ХН с σ_В =920 МПа, σ_τ =750 МПа.

МПа, МПа.

Примем k _σ =1,8 и k _τ =1,7.

Так как данное сечение вала ослаблено шпонкой, то моменты сопротивления изгибу и кручению определяются следующим образом

,

где b – ширина шпонки, с – глубина шпоночного паза на валу. В данном случае при d =80 мм. b =22 мм., c =9 мм.

мм³.

мм³.

, , , Н∙м.

МПа., МПа.

, , ,

МПа.

,

s находится в пределах допускаемого, следовательно, данное сечение вала выдержит.