Курсовая работа: Расчет червячно-цилиндрического редуктора и электродвигателя

Консольное усилие на выходном валу от втулочно-пальцевой муфты

F_M = с_{Δ r} · Δr = 16238 · 0,4 = 6495 Н

где с_{Δ r} = 16238 Н/мм [3, с. 238, таблица 10.27] – радиальная жесткость;

Δr = 0,4 мм [3, с. 400, таблица К21] –радиальное смещение валов.

Рассматриваем самый неблагоприятный вариант, когда консольная сила направлена противоположно равнодействующей сил зацепления. При этом

4.3 Расчет и выбор опор валов, определение ресурса подшипников

Для приводов внутрицеховых транспортирующих машин со спокойной нагрузкой ГОСТ 16162-85 предусматривает долговечность подшипников не менее [L_h ] = 5000 часов [3, с. 133, таблица 9.4].

Вал I (рисунок 3)

Исходные данные для расчета:

- суммарные радиальные реакции опор R_А = 926 Н, R_Б = 535 Н;

- частота вращения вала n = 1460 мин^-1 (раздел 1).

- посадочный диаметр подшипников d_I = 35 мм.

На вал действует осевая нагрузка на червяке, поэтому предварительно намечаем радиально-упорные шарикоподшипники с углом α = 26°. По посадочному диаметру подбираем подшипник 46307 ГОСТ 831-75 [3, с. 413, таблица К28]. Характеристики подшипника в таблице 2

Таблица 2 – Характеристики подшипника

Обозначение	Внутренний диаметр, d, мм	Наружный диаметр, D, мм	Динамическая грузоподъемность С, Н	Статическая грузоподъемность С0 , Н
46307	35	80	42600	24700

Осевые составляющие радиальных реакций радиально-упорных шарикоподшипников

S_А = e · R_А = 0,68 · 926 = 630 Н;

S_Б = e · R_Б = 0,68 · 535 = 364 Н;

S_А – S_Б = 630 – 364 = 266 Н

где е = 0,68 [2, с. 213, таблица 9.18] – коэффициент минимальной осевой нагрузки.

В нашем случае

S_Б < S_А ; F_a = 3990 Н > S_А – S_Б = 266 Н

тогда

А_Б = S_Б = 364 Н ; А_А = S_Б + F_a = 364 + 3990 = 4354 Н

Рассмотрим подшипник «Б».

Отношение = е – осевую нагрузку не учитываем.

Определяем эквивалентную нагрузку

Р_В = V ×R_Б × К_б × К_т = 1 × 535 × 1 × 1 × 1= 535 Н

где V = 1 [2, с. 212] – коэффициент (вращается внутреннее кольцо с валом);