2. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

5.1 Толщина стенок корпуса и крышки

δ= 0,05R_l+1

δ₁ = 0,04 R_l+1

(5.1)

Принимаем δ, δ_1, не менее 8 мм

5.2 Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

b = 1,5δ

b₁ = 1,5δ₁

(5.2)

нижнего пояса корпуса

p = 2,35δ

(5.3)

5.3 Диаметры болтов:

фундаментных

d₁ = 0,055R_l+12

(5.4)

Принимаем фундаментные болты с резьбой M;

из стандартного ряда: М6; М8; М10; М12; М16; М20; М24; М27; М30.

болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника

d₂ = (0,7…0,75)*d₁

(5.5)

принимаем болты с резьбой М;

болтов соединяющих крышку с корпусом

d₃ = (0,5…0,6)*d₁

(5.6)

принимаем болты с резьбой М.

2. Эскизная компоновка чертежа редуктора

Выбираем способ смазывания: зацепление зубчатой пары – окунанием зубчатого колеса в масло; для подшипников пластичный смазочный материал.

Подшипники валов расположим в станках. Намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные лёгкой серии, таблица 7.

Таблица 6.1 – Параметры подшипников.

Условное обозначение подшипника	d	D	T	C	C0	e
	мм			кН

При установке радиально – упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведённых к серединам контактных площадок.

Для однорядных конических роликоподшипников

а = +

(6.1)

Замеряем f₁, f₂, c₂

2. Подбор подшипников для валов редуктора

7.1 Ведущий вал

Силы, действующие в зацеплении

F_t, = , F_a1 = f₁, c₁

Рисунок 2 – Расчётная схема ведущего вала.

7.1.1 Плоскость xz

Реакция опор

ΣM_A = 0; *c₁–F_t*(c₁+f₁) = 0;

= F_t* ;

ΣM_B = 0; *c₁–F_t*f₁ = 0;

= F_t* ;

Проверка Σx = - +F_t = 0

_______________________________

Изгибающие моменты

M_A = 0; M_B- ; M_c = 0

7.1.2 Плоскость YZ

Реакция опор

ΣM_A = 0. C₁- f₁+ * = 0;

R_y1 =

ΣM_B = 0. *C₁- *f₁+ * = 0;

R_y2 = ;

Проверка ΣY = - + = 0

Изгибающие моменты

M_A = 0; M_B = _*c₁; M_c = - _*

7.1.3 Крутящий момент

M_кр=Т₁; Н_*м

7.1.4 Суммарные реакции

P_r1=

P_r2=

(7.1)

7.1.5 Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

S₁ = 0,83e

S₂ = 0,83e

(7.2)

7.1.6 Осевые нагрузки подшипников

если S₁ > S₂; F_a > 0, тогда P_a1 = S₁; = S₁+

если S₁ < S₂; = S₂- _­; = S₂

7.1.7 Рассмотрим левый подшипник

Отношение если > e, то

Эквивалентная нагрузка

= (XV +Y ) _* K_σ*K_T,

(7.3)

где для заданных условий

V = K_σ = K_T = 1

для конических подшипников при > e коэффициент x = 0,4 и коэффициент Y по таблице 7.

если < e, то

= XV _* K_σ*K_T

(7.4)

где X = V = K_σ, K_T = 1

7.1.8 Расчётная долговечность млн. об.

L = ( ( , млн, об

(7.5)

7.1.9 Расчётная долговечность, ч

L_h = ;

(7.6)

n₁ – частота вращения ведущего вала

7.1.10 Рассмотрим первый подшипник

Отношение

если > e, то P_э1 = (XV +Y ) K_σ* K_T

если < e, то XV _*K_σ* K_T

L = ( * , млн. об.

(7.7)

L_h = , ч

(7.8)

Найденная долговечность приемлема.

7.2 Ведомый вал (без учёта открытой передачи)

Рисунок 3 – Расчётная схема ведомого вала.

7.2.1 Плоскость XZ

Реакция опор

ΣM_D = 0; -F_t*­­c₂- *(c₂+f₂) = 0

R_x4 = ;

ΣM_F = 0; *(c­₂+f₂)-F_t*f₂ = 0;

R_x3 = ;

Проверка: Σx=- +F_t- = 0

Изгибающие моменты: M_D = 0; M_ε = *c₂; M_F = 0.

7.2.2 Плоскость YZ

Реакция опор

ΣM_D = 0; - * c₂ - * + * (c₂ + f₂) = 0

R_y4 =

ΣM_F = 0; - _* (c₂ + f₂) + * f₂ - * = 0

R_y3 = ;

Проверка: ΣY = - + - = 0.

Изгибающие моменты: M_D = 0; = - *c₂; = - *f₂; M_F = 0

7.2.3 Крутящий момент M_кр = Т₂;

7.2.4 Суммарные реакции

P_r3=

P_r4=

(7.9)

7.2.5 Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников

S₁ = 0,83e

S₂ = 0,83e

(7.10)

7.2.6 Осевые нагрузки подшипников

если S₃ > S₄, тогда = S₃; = S₃ +

если S₃ < S₄, тогда = S₄- _­; = S₄

7.2.7 Так как в качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники, то долговечность определим для более нагруженного правого (левого) подшипника.

Отношение < e, поэтому осевые силы не учитываем; P_э = VP_r K_T;

если > e, то

P_э = (XVP_r+YP_a) K_T

(7.11)

7.2.8 Расчётная долговечность, млн. об.

L = ( _* , млн. об.

(7.12)

7.2.9 Расчётная долговечность, ч

L_h = , ч

(7.13)

где – частота вращения ведомого вала.