4. Предварительный расчет валов редуктора

Ведущий вал-шестерня:

Диаметр выходного конца ведущего вала по расчету на кручение при допускаемом напряжении []_k=25 МПа:

(4.1)

Принимаем

Диаметр подшипниковых шеек

(4.2)

Принимаем d_п1=45 мм.

Ведомый вал:

Диаметр выходного конца ведомого вала по расчету на кручение:

Принимаем

Диаметр подшипниковых шеек:

Принимаем

Диаметр вала под зубчатое колесо:

(4.3)

Принимаем

5. Конструктивные размеры шестерни и зубчатого колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Диаметр ступицы колеса:

d_ст=1,2d_к2=1,270=84 мм.

Длина ступицы колеса:

L_ст2=(1,21,5) d_к2=(1,21,5) 70=84105 мм.

Принимаем L_ст2=90 мм.

Толщина обода:

₀=(2,54)m_n=(2,54)2,5=6,2510 мм;

принимаем ₀=10 мм.

Толщина диска:

С=0,3b₂=0,372=21,6 мм.

Принимаем C=22 мм.

6. Размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенок корпуса:

=0,025а_w+1;

=0,025180+1=5,5 мм.

Принимаем =8 мм.

Толщина стенок крышки:

₁=0,02a_w+1;

₁=0,02180+1=4,6 мм.

Принимаем ₁=8 мм.

Толщина фланцев:

верхнего пояса корпуса b=1,5=1,58=12 мм;

пояса крышки b₁=1,5₁=1,58=12 мм;

нижнего пояса корпуса р=2,35=2,358=19 мм;

принимаем р=20 мм.

Диаметры болтов:

фундаментных

d₁=(0,030,036)a_w+12;

d₁=17,418,48 мм.

Принимаем болты с резьбой М20.

Крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂=(0,70,75)d₁=1415 мм.

Принимаем болты с резьбой М16.

Соединяющих крышку с корпусом

d₃=(0,50,6)d₁=1012 мм.

Принимаем болты с резьбой М12.

8. Проверка долговечности подшипников Ведущий вал

Расстояние между серединой подшипника и серединой шестерни:

l₁=75 мм.

Расстояние между серединой подшипника и серединой шкива:

l₂=91 мм.

Реакции опор в вертикальной плоскости

R_1у= R_2y= F_t / 2= 3533 / 2 = 1766, 5 Н.

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

М_xш= R_1yl₁= 1766,50,75=1325 Нм;

Реакции опор в горизонтальной плоскости:

Проверка: –F_r – R_1x+R_2x–F_В = – 1353 – 998,85 + 5344,85 – 2993=0.

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

М _{уп справа} = F_Bl₂ =29930,091 = 272,36 Нм.

Строим эпюру крутящих моментов. Крутящий момент передаётся с шкива ременной передачи на шестерню редуктора:

М_кр=Т₁=106 Нм.

Суммарные реакции:

Намечаем радиальные шариковые подшипники № 209 по ГОСТ 8338-75, имеющие d=45 мм; D=85 мм; В=19 мм; С=33,2 кН. [1, c.394]

В соответствии с условиями работы принимаем коэффициенты:

V=1; K_=1,3; K_T=1 [1, c.214].

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка наиболее нагруженной опоры:

Р_э=V P_r2 K_ K_T; (43)

Р_э=156291,31=7317,7 H.

Расчетная долговечность выбранного подшипника:

(44)

(45)

Условие L_h=2500 часов <L_h1=4483 часов выполнено, подшипник пригоден.

Ведомый вал

Расстояние между серединой подшипника и серединой колеса:

L₃=77 мм.

Реакции опор в вертикальной плоскости:

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

М_xк=R_3yl₃=1766,50,77=1360,2 Нм.

Реакции опор в горизонтальной плоскости:

Проверка: F_r–R_3x+R_4x=1647 – 1783 + 136 = 0.

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

Строим эпюру крутящих моментов. Крутящий момент передаётся с зубчатого колеса редуктора на муфту:

М_кр=Т₂=489 Нм.

Суммарные реакции:

Намечаем радиальные шариковые подшипники № 213 по ГОСТ 8338-75, имеющие d=65 мм; D=120 мм; В=23 мм; С=56,0 кН. [1, c.394]

В соответствии с условиями работы принимаем коэффициенты:

V=1; K_=1,3; K_T=1 [1, c.214].

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка наиболее нагруженной опоры по формуле (43):

Р_э=119741,31=2566,2 H.

Расчетная долговечность выбранного подшипника по формулам (44) и (45):

Условие L_h=20000 часов <L_h1=249318,68 часов выполнено, подшипник пригоден.