Привод элеватора (стр. 3 из 5)

.

Определяем окончательное значение диаметра внешней делительной окружности:

Определяем внешние диаметры вершин зубьев:

шестерни

колеса

Определяем средний нормальный модуль:

Выполним проверку возможности обеспечения принятых механических характеристик при данной термической обработке заготовки (термическое улучшение).

Для колеса:

, – верно,

здесь

– наибольший размер сечения заготовки. Для шестерни: , – верно, где – наибольший размер сечения заготовки.

Определим силы, действующие на валы зубчатых колёс.

Окружную силу на среднем находим по формуле:

,

где

.

Осевая сила на шестерне:

,

где

Радиальная сила на шестерне:

,

где

Осевая сила на колесе:

Н

Радиальная сила на колесе:

Н

6. Определение диаметров валов

Диаметры различных участков валов редуктора определим по формулам:

А) для тихоходного вала

Определим диаметр тихоходного вала:

. Принимаем

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

– приблизительная высота буртика, – максимальный радиус фаски подшипника, – размер фасок вала.

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

. Принимаем

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

. Принимаем

Б) для быстроходного вала

Определим диаметр быстроходного вала шестерни:

. Принимаем

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

– приблизительная высота буртика, – максимальный радиус фаски подшипника, – размер фасок вала.

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

. Принимаем

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

. Принимаем

7. Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности

I. Для быстроходного вала редуктора выберем роликоподшипники конические однорядные средней серии

. Для него имеем: – диаметр внутреннего кольца, – диаметр наружного кольца, – ширина подшипника, – динамическая грузоподъёмность, – статическая грузоподъёмность, – предельная частота вращения при жидкой смазке. На подшипник действуют: – осевая сила, – радиальная сила. Частота оборотов . Требуемый ресурс работы , , при F_a/VF_r > e.

Найдём:

– коэффициент безопасности (табл. 1 лит. 2); – температурный коэффициент (стр. 12 лит. 2); – коэффициент вращения (стр. 10 лит. 2).

Определяем радиальные силы действующие в подшипниках:

Определяем минимальные осевые нагрузки для подшипников:

Определяем осевые реакции в опорах:

Принимаем, что F_а1 = S₁ = 98,5 Н, тогда из условия равновесия

, что больше, чем S₂. Следовательно, силы найдены правильно.

Определяем эквивалентную нагрузку для 1^ой опоры:

. Следовательно, X = 1, Y = 0.

Отсюда

Определяем эквивалентную нагрузку для 2^ой опоры:

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки

и коэффициента осевой динамической нагрузки .

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку

.

Рассчитаем ресурс принятых подшипников, (расчет выполняется по 2^ой более нагруженной опоре):

, или , что удовлетворяет требованиям.

II. Для тихоходного вала редуктора выберем роликоподшипники конические однорядные средней серии

. Для него имеем: – диаметр внутреннего кольца, – диаметр наружного кольца, – ширина подшипника, – динамическая грузоподъёмность, – статическая грузоподъёмность, – предельная частота вращения при пластичной смазке. На подшипник действуют: – осевая сила, – радиальная сила. Частота оборотов . Требуемый ресурс работы , , Y = 1,94 при F_a/VF_r > e.