1.6 Первый этап компоновки.

Компоновка служит для приблизительного определения положения зубчатых колёс и шкива относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Вычерчиваем упрощённо шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена заодно целое с валом (п. 4.1.); длина ступицы колеса рассчитана в п. 1.4.

Для очерчивания внутренней стенки корпуса принимаем зазоры:

а) между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса

А₁=1,2 =1,2·8=9,6мм ≈10мм ;

б) от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки

корпуса А = ₁=8 мм;

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника

ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = ₁=8мм;

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники лёгкой серии. Выбранные габариты [1] сводим в таблицу 2.

Таблица 2 - Шарикоподшипники радиальные однорядные.

Вал	Условное обозначение подшипника	d (dn)	D	B		Грузоподъёмность, кН
		Размеры, мм			С		С0
Ведущий	209	45	85	19		33,2		18,6
Ведомый	215	75	130	25		66,3		41

Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного

смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления предусмотрим установку мазеудерживающих колец.

Устанавливаем размер l_к ≈ 0,5∙ d_в2 + 50=0,5∙70+50=85мм

а также l_м ≈ 0,5∙ d_в1 + 50=0,5∙45+50=73мм

Измерением находим расстояния на ведущем валу l₁ и на ведомом – l₂.

Примем окончательно l₁ = l₂ =88 мм.

1.7 Проверка долговечности подшипников валов редуктора

1.7.1. Ведущий вал

Из предыдущих расчётов выписываем значения окружной F_t, радиальной F_r и осевой F_a сил, Н

F_t =8071Н; F_r =3199Н ; F_a =1223Н;

Определим дополнительно силу F_м , Н, по формуле

F_м =

где Т₁- вращающий момент на ведущем валу редуктора, Нм; Т₁=291,5 Нм

F_м

Из первого этапа компоновки примем l₁ =88 мм; l_м =73мм.

Изображаем расчётную схему вала (рисунок 2).

Составляем уравнения равновесия :

Вертикальная плоскость:

М₁ = F_r l₁ – R_y2 2l₁ – F_a = 0

М₂ = - F_r l₁ – F_a + R_y1 2l₁ = 0

Горизонтальная плоскость:

М₁ = F_м l_м – F_t l₁ + R_x2 2l₁ = 0

М₂ = F_м ( l_м + 2l₁ ) + F_t l₁ – R_x1 2l₁ = 0

Определяем реакции опор R_y1, R_y2, R_x1, R_x2 , Н, из этих уравнений

R_y1=

R_y2 =

R_x1 =

R_x2 =

Проверим правильность найденных реакций с помощью уравнений

ΣХ= -R_x1- R_x2+F_t+F_м=0

-4571,4-3872,5+8071+393=0

ΣУ= -R_y1 -R_y2+F_r=0

-1829-1370+3199=0

Определяем суммарные реакции R _r1 и R _r2 , Н, в подшипниках:

R _r1 =

R _r2 =

Наиболее нагруженная опора 1.

Определяем эквивалентную нагрузку Р_э , кН, по формуле:

Р_э = (XVR_r + YF_a) K K_т (56)

Где К_т - температурный коэффициент; К_т =1[1].

К - коэффициент безопасности; К =1,3 [1].

V=1 (при вращении наружного кольца подшипника).

Х и Y – коэффициенты, определяемые по следующим соотношениям

;

По полученному результату принимаем коэффициент осевой нагрузки е=0,27[1].

;

Следовательно, принимаем коэффициенты Х=1; Y=0

Подставляем коэффициенты в формулу 56

Р_э =(1·1·1,398+0·0,449)1,3·1=5,17 кН

Определяем расчётную долговечность подшипников L_H, ч по формуле

L_h = (57)

Где С₁- динамическая грузоподъёмность подшипника по таблице 3, кН;

С₁=33,2 кН

Р_э – эквивалентная нагрузка на подшипник, кН; Р_э =5,17 кН.

n₁ – частота вращения ведущего вала редуктора, об/мин; n₁=210 об/мин.

L_h =

Расчётная долговечность L_h=21015 часов больше требуемой

долговечности =10 тысяч часов. Следовательно, условие долговечности L_h выполнено.

Для построения эпюр определим значения крутящего, M_z, Нм, и изгибающих моментов в вертикальной, М_х, и горизонтальной, М_у , Нм, плоскостях

Эпюра M_z.

M_z= T₁=291,5 Нм

Эпюра М_х.

М_хА= М_х2= М_х1 =0

М^лев_хВ= =-1829·0,088= -161 Нм

М^пр_хВ= =-1370·0,088= -121 Нм

Эпюра М_у.

М_уА= М_у2= 0

М_у1= =-393·0,073= -28,7 Нм

М_уВ= =3872,5 ·0,088=283 Н

Построим эпюры крутящего и изгибающих моментов (рисунок 2).