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 сводим в таблицу 2.

Таблица 2-Шарикоподшипники радиальные однорядные.

Вал	Условное обозначение подшипника	d (dn)	D	B	Грузоподъёмность, кН
		Размеры, мм			С	С0
Ведущий	208	40	80	18	32	17,8
Ведомый	213	65	120	23	56	34

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∙60+50=80мм

а также l_м ≈ 0,5∙ d_в1 + 50=0,5∙36+50=68мм

Измерением находим расстояния на ведущем валу l₁, мм и на ведомом – l₂, мм. Примем окончательно l₁ = l₂ =70мм .

1.7 Проверка долговечности подшипников валов редуктора

1.7.1. Ведущий вал

Из предыдущих расчётов выпишем значения сил в зацеплении.

F_t =4434Н; F_r =1643Н; F_a =1240Н;

Определим дополнительно силу, F_м, Н, по формуле

F_м = ₍₆₂₎

где Т₁- вращающий момент на ведущем валу редуктора, Т₁=216,7 Нм;

F_м

Из первого этапа компоновки примем расстояние l₁ =70мм, l_м =68мм.

Составляем расчётную схему вала (рисунок 2) и определяем реакции опор. Для определения реакций опор составляем уравнения равновесия и решаем их.

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

Отсюда реакции опор будут равны:

R_y1 =

R_y2 =

R_x1 =

R_x2 =

Проверка: ΣХ= -R_x1- R_x2+F_t+F_м=0 , ΣУ= -R_y1 -R_y2+F_r=0;

-2442-1987+4334+185=0

-1264-379+1643=0

Определяем суммарные реакции R _r1 и R _r2, Н, в подшипниках по формуле

R _r1 = _, R _r2 = (63)

R _r1 =

R _r2 =

Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре 1.

Определяем эквивалентную нагрузку, Р_э , кН, по формуле:

Р_э = (XVR_r1 + YF_a) K K_т (64)

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=0,24 [1]. Далее определяем соотношение

;

Следовательно, принимаем коэффициенты Х=0,56; Y=1,63 [1].

Подставляем коэффициенты в формулу 64.

Р_э =(0,56·1·2,75+1,63·1,24)1,3·1=4,6кН

Определяем расчётную долговечность подшипников L_h, ч по формуле

L_h = (65)

где С₁- динамическая грузоподъёмность подшипника, кН; С₁=32кН

Р_э – эквивалентная нагрузка на подшипник, кН; Р_э=4,6кН.

n₁ – частота вращения ведущего вала редуктора, об/мин; n₁=161об/мин.

L_h =

Расчётная долговечность L_h=38849 часов больше требуемой долговечности =10 тысяч часов. Следовательно, условие долговечности L_h выполнено.

Построим эпюры крутящего и изгибающих моментов (рисунок 2).

Эпюра M_z.

M_z= T₁=216,7Нм

Эпюра М_х.

М_хА= М_х2= М_х1 =0

М^лев_хВ= =-1264·0,070= -88,5Нм

М^пр_хВ= =-379·0,070=-26,5Нм

Эпюра М_у.

М_уА= М_у2= 0

М_у1= =-185·0,068= -12,6Нм

М_уВ= =1982 ·0,070=139Нм