9Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса и крышки одноступенчатого конического редуктора:

 = 0.05 · R_e + 1 = 0.05 · 92,379 + 1 = 5,619 мм (95)

Так как должно быть   8.0 мм, принимаем  = 8.0 мм.

₁ = 0.04 · R_e + 1 = 0.04 · 92,379 + 1 = 4,695 мм (96)

Так как должно быть ₁  8.0 мм, принимаем ₁ = 8.0 мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

b = 1.5 ·  = 1.5 · 8 = 12 мм. (97)

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

b₁ = 1.5 · ₁ = 1.5 · 8 = 12 мм. (98)

Толщина нижнего пояса корпуса:

без бобышки: p = 2.35 ·  = 2.35 · 8 = 18,8 мм, (99)

округляя в большую сторону, получим p = 19 мм.

при наличии бобышки: p₁ = 1.5 ·  = 1.5 · 8 = 12 мм. (100)

p₂ = (2,25...2,75) ·  = 2.65 · 8 = 21,2 мм., (101)

округляя в большую сторону, получим p₂ = 22 мм.

Толщина рёбер основания корпуса: m = (0,85...1) ·  = 0.9 · 8 = 7,2 мм. (102)

Округляя в большую сторону, получим m = 8 мм.

Толщина рёбер крышки: m₁ = (0,85...1) · ₁ = 0.9 · 8 = 7,2 мм. (103)

Округляя в большую сторону, получим m₁ = 8 мм.

Диаметр фундаментных болтов (их число  4):

d₁  0,072 · R_e + 12 (104)

d₁  0.072 · 92,379 + 12 = 18,651 мм.

Принимаем d₁ = 20 мм.

Диаметр болтов:

у подшипников:

d₂ = (0,7...0,75) · d₁ = (0,7...0,75) · 20 = 14...15 мм. (105)

Принимаем d₂ = 16 мм.

соединяющих основание корпуса с крышкой:

d₃ = (0,5...0,6) · d₁ = (0,5...0,6) · 20 = 10...12 мм. (106)

Принимаем d₃ = 12 мм.

Размеры, определяющие положение болтов d₂(см. рис. 10.18[1]):

e  (1...1,2) · d₂ = (1...1.2) · 16 = 16...19,2 = 17 мм; (107)

q  0,5 · d₂ + d₄ = 0,5 · 16 + 5 = 13 мм; (108)

где крепление крышки подшипника d₄ = 5 мм.

Высоту бобышки h_б под болт d₂ выбирают конструктивно так, чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку. Желательно у всех бобышек иметь одинаковую высоту h_б.

10Проверка долговечности подшипников

10.1Расчёт реакций в опорах 1-го вала

Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 2 выводим:

R_x1 = (109)

R_x1 = = -355,144 H

R_y1 = (110)

R_y1 = = -115,404 H

Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y, выводим:

R_x2 = (111)

R_x2 = = 1144,353 H

R_y2 = (112)

R_y2 = = 395,753 H

Суммарные реакции опор:

R₁ = = = 373,424 H; (113)

R₂ = = = 1210,853 H; (114)

Радиальная сила действующая на вал со стороны муфты равна (см. раздел пояснительной записки "Выбор муфт"):

F_м1 = 264 Н.

Из условия равенства суммы моментов сил относительно опоры 2 получаем:

R_1(м1) = (115)

R_1(м1) = = -580,8 H

Из условия равенства суммы сил нулю, получаем:

R_2(м1) = (116)

R_2(м1) = = 316,8 H

Выбираем схему установки подшипников на валу враспор.

10.21-й вал

Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7305 средней серии со следующими параметрами:

d = 25 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);

D = 62 мм - внешний диаметр подшипника;

C = 33 кН - динамическая грузоподъёмность;

C_o = 23,2 кН - статическая грузоподъёмность.

Рис. 11. Роликоподшипник конический однорядный.

Радиальные нагрузки на опоры:

P_r1 = R₁ + R_1(м1) = 373,424 + 580,8 = 954,224 H; (117)

P_r2 = R₂ + R_2(м1) = 1210,853 + 316,8 = 1527,653 H. (118)

Здесь R_1(м1) и R_2(м1) - реакции опор от действия муфты. См. раздел пояснительной записки "Расчёт реакций в опорах".

Осевая сила, действующая на вал: F_a = -62,578 Н.

Проведём расчёт долговечности подшипника по опоре 1.Для выбранного подшипника (по табл. П7[1]) соответствует e = 0,36.

Осевые составляющие радиальных реакций подшипников по формуле 9.9[1]:

S₁ = 0.83 · e · F_r1 = 0.83 · 0,36 · 954,224 = 285,122 H.

S₂ = 0.83 · e · F_r2 = 0.83 · 0,36 · 1527,653 = 456,463 H.

Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]):

P_a1 = S₂ + F_a = 456,463 + 62,578 = 519,041 Н.

P_a2 = S₂ = 456,463 Н;

Рассмотрим подшипник опоры 1. Эквивалентную нагрузку вычисляем по формуле:

Р_э1 = (Х · V · P_r1 + Y · P_a1) · К_б · К_т, (119)

где - P_r1 = 954,224 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности К_б = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент К_т = 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0,544 > e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,4; Y = 1,67.

Тогда: P_э = (0,4 · 1 · 954,224 + 1,67 · 519,041) · 1,6 · 1 = 1997,581 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = = = 11482,377 млн. об. (120)

Расчётная долговечность, ч.:

L_h = 204458,28 ч, (121)

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр. 220[1]), здесь n₁ = 936 об/мин - частота вращения вала.

Рассмотрим подшипник на опоре 2.

Для выбранного подшипника (по табл. П7[1]) соответствует e = 0,36.

Осевые составляющие радиальных реакций подшипников по формуле 9.9[1]:

S₂ = 0.83 · e · F_r2 = 0.83 · 0,36 · 1527,653 = 456,463 H.

S₁ = 0.83 · e · F_r1 = 0.83 · 0,36 · 954,224 = 285,122 H.

Тогда осевые силы действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216[1]):

P_a1 = S₂ - F_a = 456,463 - 62,578 = 519,041 Н.

P_a2 = S₂ = 456,463 Н;

Рассмотрим подшипник опоры 2. Эквивалентную нагрузку вычисляем по формуле:

Р_э2 = (Х · V · P_r2 + Y · P_a2) · К_б · К_т, (122)

где - P_r2 = 1527,653 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности К_б = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент К_т = 1 (см. табл. 9.20[1]).

Отношение 0,299  e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.

Тогда: P_э = (1 · 1 · 1527,653 + 0 · 456,463) · 1,6 · 1 = 2444,245 H.

Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):

L = = = 5859,996 млн. об. (123)

Расчётная долговечность, ч.:

L_h = 104344,658 ч, (124)

что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр. 220[1]), здесь n₁ = 936 об/мин - частота вращения вала.