3 Первый этап компоновки редуктора.
Согласно расчету тихоходной ступени
редуктора вычерчиваем зацепление
цилиндрических колес при расчетном
межосевом расстоянии
;
для полученных значений
.
Минимальный зазор между внутренней
стенкой корпуса и торцевой поверхностью
зубчатых колес
;
где
толщина стенки корпуса
;
.
Принимаю толщину стенки редуктора
.
Тогда
Принимаю
.
Расстояние между торцем цилиндрической
шестерни и ступицы конического колеса
;
.
Принимаю
.
Зацепление конической пары вычерчиваем
по расчетным значениям параметров
конического зацепления:
.
Рис. 2. Первый этап компоновки редуктора.
4 Предварительный расчет валов редуктора.
Диаметры валов определяем по пониженным допустимым напряжениям кручения.
Быстроходный вал.
Находим диаметр выходного конца вала
;
(12)
где,
допустимое напряжение кручения,
Согласно схеме привода, быстроходный
вал редуктора соединяется с валом
электродвигателя муфтой с торообразной
оболочкой, поэтому целесообразно
согласовать диаметр вала с диаметром
посадочного места одной из полумуфт. В
соответствии с ГОСТ 20884-93 выбираю упругую
муфту с торообразной оболочкой
125-25-2.2.-32-1.1. Окончательно назначаю
;
диаметр посадочного места второй
полумуфты
,
который соответствует диаметру вала
электродвигателя. Назначаю диаметр под
уплотнение
,
диаметр под подшипник
,
диаметр упорного буртика
.
Промежуточный вал.
Определяем необходимый диаметр вала для передачи момента от конического колеса к цилиндрической шестерне по формуле (12)
.
Принимаем диаметр под подшипник
,
под колесо
,
диаметр упорного буртика
.
Тихоходный вал.
Находим диаметр выходного конца вала, по формуле (12):
.
Согласовываем диаметр с рядом нормальных
линейных размеров, принимаю
.
.
Рис. 3. Предварительная компоновка валов редуктора.
Выбираем способ смазывания подшипников.
Оцениваем возможность смазывания
подшипников промежуточного и тихоходного
валов разбрызгиванием масла колесами
при окунании их в масляную ванну. Скорость
быстроходного колеса
,
разбрызгивание масла образуется при
скорости
.
Следовательно, смазка подшипников
промежуточного и тихоходного валов от
разбрызгивания будет достаточной. Для
подшипников быстроходного вала назначаем
пластичную смазку. В связи с этим перед
подшипником первой опоры следует ставить
мазеудерживающее кольцо.
5 Выбор подшипников.
Для выбора подшипников необходимо оценить нагрузки на опоры валов. Для этого определяем положение подшипников по отношению к приложенным силам.
Быстроходный вал.
Коническое зацепление нуждается в регулировке зацепления, поэтому на валах конической ступени редуктора применяют радиально-упорные подшипники. Чтобы уменьшить габариты быстроходного вала по длине, подшипники устанавливаем по схеме «врастяжку».
Рис. 4. Расчетная схема быстроходного вала.
Предварительно назначаю шариковый
радиально упорный подшипник
легкой серии, у которого
.
.
По компоновочному чертежу находим
расчетную точку приложения сил,
действующих в зацеплении к валу. Для
этого из середины делительного конуса
опускаем перпендикуляр на ось вала.
Положение первого подшипника определится
с учетом толщины мазеудерживающего
кольца
ГОСТ 8752-79
,
которое устанавливают на вал на 1..2 мм
вовнутрь от контура внутренней стенки
корпуса редуктора. Точку первой опоры
находим из точки пересечения прямой,
построенной под углом
,
образованным вертикальной прямой и
прямой, проходящей через центр тела
качения подшипника. Измерением определяем
расстояние от точки приложения сил,
действующих в зацеплении, до расчетной
точки первой опоры
.
Расстояние между опорами принимаем
равным
Принимаю
.
Точку приложения консольной нагрузки
принято выбирать по середине посадочного
места на вал полумуфты. С учетом
расположения фиксирующей гайки и крышки
с манжетным уплотнением между второй
опорой и точкой приложения консольной
нагрузки измерением определяем расстояние
.
На основании полученной расчетной схемы
определяем реакции опор от сил действующих
на вал:
Консольная нагрузка из силового расчета привода равна
В плоскости
действует окружная сила.
Из условия 
Отсюда 
Из условия
Проверка: 
В плоскости
действуют радиальная и осевая силы: 
Проверка:
Плоскость действия консольной нагрузки:
Проверка:
Определяем суммарную реакцию в опорах
Строим эпюры моментов.
Рис. 5. Схема нагружения быстроходного вала. Эпюры изгибающих и вращающего моментов.
Определяем моменты в опасном сечении вала и строим эпюры моментов.
В плоскости
В плоскости
Плоскость действия консольной нагрузки
Проверяем диаметр вала к приложенным моментам на опасных участках вала.
Опасными участками вала являются сечения
и
или опоры подшипников. В сечении
действуют изгибающие моменты, в плоскости
,
в плоскости
,
в плоскости консольной нагрузки
и вращающий момент
.
Диаметр вала проверим по формуле
,
где,
приведенный
момент для опасного сечения
,
допускаемое напряжение на кручение,
;
.
В нашем случае
,
значит на первой опоре диаметр вала
достаточен для изгибающих моментов и
крутящего момента.
На второй опоре в сечении
действуют, изгибающий момент в плоскости
консольной нагрузки
и крутящий момент
.
;
.
В нашем случае , значит на первой опоре диаметр вала достаточен для изгибающих моментов и крутящего момента.
Оцениваем долговечность подшипников
на быстроходном валу: для подшипника
;
где,
число оборотов при пластичном смазочном
материале;
максимальное
число оборотов при жидком смазочном
материале.
Определяем внутренние осевые силы,
обеспечивающие нормальную работу
подшипников: для первой опоры:
(13)
где,
коэффициент
минимального осевого нагружения;
(14)
для второй опоры:
Определяем результирующие осевые составляющие. При данной схеме и приложенных нагрузках фиксирующей является первая опора, поэтому результирующие осевые составляющие:
для первой опоры:
для второй опоры:
Рассчитываем соотношения
;
где,
диаметр шарика
диаметр окружности центров набора
шариков
Принимаю значение коэффициента
Значение параметра осевого нагружения
(15)
для первой опоры
;
для второй опоры
.
Из соотношения нагрузок на первой опоре
На второй опоре
Следовательно, действие осевых составляющих при расчете эквивалентной нагрузки не учитываем, а долговечность оцениваем по опоре, воспринимающей большую радиальную нагрузку
;
где,
коэффициент, учитывающий влияние
вращающегося кольца, при вращении
внутреннего кольца подшипника
коэффициент безопасности, учитывающий
характер нагрузки,
коэффициент динамической радиальной
нагрузки, зависящий от типа подшипника
и номинального угла контакта;
радиальная нагрузка;
температурный коэффициент,
Определяем ресурс подшипника в часах
;
где,
коэффициент, корректирующего ресурс в
зависимости от надежности,
;
коэффициент, корректирующий ресурс в
зависимости от условий работы подшипника
;
показатель степени
;
частота вращения быстроходного вала.
Расчетный часовой ресурс больше
требуемого срока службы
.
Окончательно назначаем на быстроходный
вал подшипник
ГОСТ 831-75.
Промежуточный вал.
Предварительно назначаем шариковый
радиально-упорный подшипник
,
у которого
.Располагаем
подшипники на расстоянии
от внутренней стенки корпуса редуктора
по схеме установки «врастяжку». Определяем
положение расчетных точек приложения
реакций опор. Данный подшипник имеет
угол контакта
.
Поэтому под углом
к вертикальной прямой, проходящей через
центр качения, проводим прямую,
пересекающую ось вала. Из полюсов
зацепления конического и цилиндрического
колес опускаем перпендикуляры на ось
вала. Измерением определяем
.
На основании полученной расчетной схемы
находим реакции опор от действующих
сил в коническом и цилиндрическом
зацеплениях:
Рис. 6. Расчетная схема промежуточного вала.
Силы, действующие на вал:
В плоскости действуют окружные силы:
Проверка:
В плоскости действуют радиальная и осевая силы:
Проверка:
Определяем суммарную реакцию на опорах:
Строим эпюры моментов промежуточного вала.
Рис. 7 . Схема нагружения промежуточного вала. Эпюры изгибающих и вращающий моментов.
Определяем моменты в опасном сечении вала и строим эпюры моментов.
В плоскости
В плоскости
Проверяем диаметр вала к приложенным моментам на опасных участках вала.
Наиболее опасным участкам промежуточного
вала является сечение
или четвертая опора подшипников. В
сечении
действуют изгибающие и вращающий
моменты, в плоскости
,
в плоскости
,
вращающий момент
.
В нашем случае диаметр вала в опасном сечении более чем достаточен.
Оцениваем долговечность подшипников : .
Внутренние осевые силы в соответствии
с формулой (13) и (14):
для 3-й опоры:
для 4-й опоры:
Определяем, какая опора является
фиксирующей:
.
Из этого следует, что фиксирующей опорой
является третья; в этом случае
результирующие осевые составляющие:
Параметры осевого нагружения находим
по формулам (15):
:
для третьей опоры:
для четвертой опоры:
Из соотношения нагрузки на третьей
опоре
;
на четвертой опоре:
.
Эквивалентная нагрузка в опорах:
,
где,
коэффициент, учитывающий влияние
вращающегося кольца, при вращении
внутреннего кольца подшипника
;
коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки, ;
коэффициент динамической радиальной нагрузки, зависящий от типа подшипника и номинального угла контакта;
температурный коэффициент, ;
и
соответственно радиальная и осевая
нагрузки;
коэффициент динамической осевой
нагрузки.
Определяем долговечность подшипников
по наиболее нагруженной, четвертой
опоре:
;
где, коэффициент, корректирующего ресурс в зависимости от надежности, ;
коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от условий работы подшипника ;
показатель степени ;
частота вращения промежуточного вала.
.
Расчетный часовой ресурс больше требуемого срока службы. Окончательно принимаем для промежуточного вала редуктора подшипник ГОСТ 831-75.
Тихоходный вал.
Предварительно назначаю шариковые
радиальные подшипники
легкой
серии диаметров
и узкой серии ширин
:
.
Располагаю подшипники в корпусе редуктора
на расстоянии
от его внутренней стенки. Определяю
положение расчетных точек реакций опор.
Через центр тела качения проводим прямую
пересекающую ось вала; из полюса
зацепления цилиндрического колеса
опускаю перпендикуляр, измерением
определяю расстояния:
На основании полученной расчетной схемы
определяем реакции опор от действующих
сил: 
Рис. 8. Расчетная схема тихоходного вала.
Величина консольной нагрузки определяем по формуле:
где,
вращающий момент на валу,
Окружная сила действует в плоскости :
Проверка:
В плоскости
действуют радиальная и осевая силы:
Проверка:
В плоскости действия консольной нагрузки:
Проверка:
Оцениваем суммарные реакции в опорах:
Строим эпюры изгибающих и вращающего моментов. Определяем моменты в опасном сечении вала и строим эпюры изгибающих и крутящего моментов.
Рис. 9. Схема нагружения тихоходного вала. Эпюры изгибающих и вращающий моментов.
В плоскости :
В плоскости :
В плоскости консольной нагрузки:
Проверяем диаметр вала к приложенным моментам на опасных участках вала.
Опасным участком тихоходного вала
является шестая опора подшипников, на
нее действуют изгибающие моменты: в
плоскости
в плоскости
в плоскости консольной нагрузки
и вращающий момент
В нашем случае диаметр тихоходного вала
достаточен для нагрузок, так как
Оцениваем долговечность подшипников.
Согласно схеме нагружения вала осевую
нагрузку воспринимает шестая опора. Из
соотношения
принимаю шариковые радиальные подшипники.
Подшипник
:
Находим значение
из отношения
где
Параметры осевого нагружения находим по формуле (15):
Из соотношения нагрузки на шестой опоре
принимаем
Определяем эквивалентные нагрузки:
;
где, коэффициент, учитывающий влияние вращающегося кольца, при вращении внутреннего кольца подшипника
коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки,
коэффициент динамической радиальной нагрузки, зависящий от типа подшипника и номинального угла контакта;
радиальная нагрузка;
температурный коэффициент,
Ресурс подшипника рассчитываем по пятой
опоре, так как
:
;
где, коэффициент, корректирующего ресурс в зависимости от надежности, ;
коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от условий работы подшипника ;
показатель степени ;
частота вращения тихоходного вала.
Следовательно, подшипник
не подходит для заданного срока службы.
Назначаем подшипник
средней серии диаметров
,
узкой серии ширин
,
у которого
.
Эквивалентная нагрузка на опорах не изменится, так как данный подшипник более восприимчив к осевой нагрузке, следовательно, наиболее нагруженной опорой остается пятая опора.
Окончательно принимаю для тихоходного вала редуктора подшипники ГОСТ 8338-75.