6.2. Эквивалентная нагрузка

P = (XVF_r + YF_a)K_бК_Т

где Х – коэффициент радиальной нагрузки;

V = 1 – вращается внутреннее кольцо;

F_r = В – радиальная нагрузка;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

K_б =1,9– коэффициент безопасности при нагрузке с умеренными толчками ;

К_Т = 1 – температурный коэффициент.

Отношение F_a/C₀ = 613/41,5×10³= 0,015 → e = 0,19 [1, c 212]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник B

Отношение F_a/F_r= 613/2329=0,26>e; следовательно X=0,56 Y=2,3 [1, c. 212]

Р = (1,0·0,56·2329+2,3·613)1,9·1 =5157 Н

6.3. Расчетная долговечность подшипника

L_h = (10⁶/60n)(C/P)^p

где р = 3 – для шариковых подшипников

L_h = (10⁶/60·974)(71500/5157)³ = 45605 час

больше ресурса работы редуктора 25200 час

6.4. Схема нагружения тихоходного вала.

T₂

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

m_С = 82F_t – 164D_X = 0

Отсюда находим реакции опор С в плоскости XOZ

D_X = C_X = (82·3235)/164 = 1618 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 = 1618·82 =132,6 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры C

m_C = 82F_r + F_ad₂/2 – 164D_Y = 0

Отсюда находим реакции опор С и D в плоскости YOZ

D_Y = (1198·82 + 613·320,61/2)/164 = 1199 H

С_Y = 1199 –1198 = 1 H

Изгибающие моменты в плоскости YOZ

M_Y1 = 1199·82 = 98,3 Н·м

M_Y2 = 1·82 = 0,1 Н·м

Суммарные реакции опор

C = (1618² + 1²)^0,5 = 1618 H

D = (1618² +1199²)^0,5 = 2014 H

6.5. Эквивалентная нагрузка

P = (XVF_r + YF_a)K_бК_Т

где Х – коэффициент радиальной нагрузки

V = 1 – вращается внутреннее кольцо;

F_r – радиальная нагрузка;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

F_a – осевая нагрузка;

K_б =1,9– коэффициент безопасности;

К_Т = 1 – температурный коэффициент.

Отношение F_a/C₀ = 613/34,0×10³= 0,018 → e = 0,20 [1, c 212]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник D

Отношение F_a/F_r= 613/2014 =0,30>e; следовательно X=0,56 Y=2,3 [1, c. 212]

Р = (1·0,56·2014+2,3∙613)1,9·1 = 4822 Н

6.6. Расчетная долговечность подшипника

L_h = (10⁶/60·244)(56000/4822)³ =106989 час

больше ресурса работы редуктора 25200 часов

Так как и для быстроходного, и для тихоходного валов расчетная долговечность подшипников больше ресурса работы привода, то надежная работа подшипниковых узлов без замены подшипников обеспечена на весь период эксплуатации.

7. Второй этап компоновки редуктора

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Вычерчиваем подшипники качения в разрезе; между торцами подшипни­ков и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживаю­щие кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1÷2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники. Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников.

Вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками (толщиной ≈ 1 мм) и болтами. В сквозной крышке вырисовываем манжетное уплотнение.

Переход от диаметра вала под уплотнением к присоединительному концу выполняем на расстоянии 15 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки. Длина присоединительного конца вала определяется длиной ступицы муфты.

Аналогично конструируем узел ведомого вала. Для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки с другой.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5-10 мм меньше длин ступиц.

8. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

8.1. Выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

τ = 2T/dlb < [τ]_cp = 0,6[σ]_см

где h – высота шпонки;

t₁ – глубина паза;

l – длина шпонки

b – ширина шпонки.

8.2. Быстроходный вал.

Шпонка на выходном конце вала: 14×9×63.

Материал ступицы – чугун [σ_см] = 50 МПа

σ_см = 2·128,4·10³/45(9-5,5)(63-14) = 33,2 МПа

τ_ср = 2·128,4·10³/(45·63·14) = 6,4 МПа

8.3. Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 20×12×90.

Материал ступицы – сталь [σ_см] =100 МПа

σ_см = 2·487,9·10³/70(12-7,5)(90-20) = 44,3 МПа

τ_ср = 2·487,9·10³/(70·90·20) = 7,7 МПа

Шпонка на выходном конце вала: 16×10×110.

Материал ступицы – чугун [σ_см] = 50 МПа

σ_см = 2·487,9·10³/55(10-6,0)(110-16) = 47,1 МПа

τ_ср = 2·489,9·10³/(55·110·16) =10,1 МПа

Во всех случаях условие σ_см < [σ]_см и τ_ср < [τ]_cp выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.