3. Предварительный расчет валов

Предварительный расчет валов ведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям

3.1 Ведущий вал

Диаметр выходного конца ведущего вала при допускаемом напряжении [_]= 25 Мпа

Выходной конец вала редуктора, округляя до стандартного значения, принимаем d_в1=18 мм, т.к. между редуктором и электродвигателем используется ременная передача, то выбор муфты не требуется. Диаметр вала редуктора под подшипниками примем d_п1=25 мм. Шестерню выполним заодно целое с валом.

3.2 Ведомый вал

Диаметр вала под подшипник принимаем d_п2= 35мм, а под зубчатым колесом d_к2= 40мм.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

4.1 Шестерню выполняем заодно с валом и ее размеры приведены в таблице 1.

4.2 Колесо кованное диаметр ступицы d_ст=1,6*d_к2=1,6*40=64 мм; длина ступицы l_ст=(1,2…1,5)* d_к2=48…60 мм. Принимаем l_ст=55 мм.

Толщина обода _о=(2,5…4)m=2,5…4*2,5=6,25…10 мм. принимаем _о=8 мм. Толщина диска С=0.3*b₂=0,3*20=8,1 мм. Принимаем С=10 мм.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки: =0,025а+1=0,025*125+1=4,125мм, ₁=0,02а+1=0,02*125+1=3,5 мм. Принимаем соответственно =5 мм. ₁=5мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и крышки

b_кор.в = 1,5= 1,5*5=7,5 мм и b_кр=1,5₁=1,5*5=7,5 мм. Принимаем b_кор= b_кр=8 мм.

нижнего пояса корпуса

• b_кор.н = 2,35=2,35*5=11,75 мм. Принимаем b_кор.н =12 мм.

Диаметр болтов:

фундаментных d_ф=(0,03…0,036)*а+12=(0,03…0,036)*125+12=15,75…16,5. Принимаем болты с резьбой М16.

крепящих крышку к корпусу у подшипников

d_кр.п.=(0,7…0,75)d_ф =(0,7…0,75)*16=11,2…12,0 мм. Принимаем болты с резьбой М12

соединяющих крышку с корпусом

d_кор.кр=(0,5…0,6) d_ф =(0,5…0,6)*16=8…9,6 мм. Принимаем болты с резьбой М10.

Расстояние от торца шестерни до внутренней стенки корпуса редуктора А₁= 1,2*=1,2*5=6,0 мм.

Зазор от вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса редуктора А= = 5 мм.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии, выбранные по посадочным диаметрам валов ведущего d_п1=25 мм и ведомого d_п2= 35мм соответственно: 305 (наружный диаметр D₁=62 мм, ширина В₁=17 мм, динамическая грузоподъемность С=22,5 Кн, статическая С_о=11,4 Кн), 307 (D₂=80 мм, В₂=21 мм, С=33 Кн, С_о=18,0 Кн)

смазку подшипников намечаем закладную пластичную, поэтому на валу должны быть установлены мазеудерживающие кольца с шириной у=8-12 мм. Принимаем у= 10 мм.

Расстояние от боковой части наружного кольца подшипника до стенки редуктора принимаем равную = 5 мм.

Таким образом, расстояние от середины зубчатого соединения до середины подшипниковых опор вала составит l₁₁= l₂₁=55 мм.

Расстояние до середины шкива ременной передачи на ведущем валу редуктора с учетом глубины гнезда подшипника l_г=1,5*В₁=1,5*17=25,5 мм, толщины крышки подшипника, высоты головки болта и фиксирующей шкив ступицы вала, примем l₁₁=50 мм.

7

Ведущий вал

Из предыдущих расчетов имеем: окружная сила F_t=523 Н; радиальная сила F_r=190Н; Усилие от натяжения ременной передачи Р_х=Р_у= Q*Sin45º=278,58*0,707=196,95 Н.

l₁= 55мм, l₁₁=50 мм.

. Расчет нагрузок на подшипники и их выбор

l₁₁

1.

Р_х

Р_у

Сумма моментов относительно опоры 2

М₂= Р_х* (l₁₁+2l₁)+ R_x1*2l₁– F_t* l₁=0

R_x1= F_t* l₁– Р_х* (l₁₁+2l₁) = [523*55–196,95*(50+2*55)] = -24,97 Н.

2l₁ 2*55

Сумма моментов относительно опоры 1

М₁= –R_x2* 2l₁+F_t*l₁+ Р_х *l₁₁=0

R_x2= F_t*l₁+ Р_х *l₁₁ = 523*55+196,95*50 = 351,02 Н

2l₁ 2*55

Проверка: сумма сил на ось Х F_x= Р_х– R_x1– F_t+ R_x2=196,95–24,97,62–523+351,02=0

Реакции опор в плоскости yz:

Сумма моментов относительно опоры 2

М₂= –Р_у* (l₁₁+2l₁)– R_у1*2l₁+ F_r* l₁=0

R_y1= F_r* l₁– Р_y* (l₁₁+2l₁) = 190*55–196,95*(50+2*55) =–191,47 Н

2l₁ 2*55

Сумма моментов относительно опоры 1

М₁= R_у2* 2l₁–F_r*l₁– Р_у *l₁₁=0

R_y2= F_r* l₁+Р_y* l₁₁ = 190*55+196,95*50 = 184,52 Н

2l₁ 2*55

Проверка: сумма сил на ось Y F_y= Р_y– R_y1–F_r+ R_y2= 196,95–191,47–190+184,52=0

Суммарные реакции опор: опора 1 R₁=  R²_x1+ R²_y1=24,97²+191,47²= 193,09 Н

опора 2 R₂= R²_x2+ R²_y2= 351,02²+184,52²=396,56 Н

Проверяем подобранный ранее подшипник по нагрузке на опоре 2 как наиболее нагруженной

Р_э=V*R₂*k_*k_T,

где V=1 (коэффициент при вращении внутреннего кольца подшипника),

k_ – коэффициент безопасности, для редукторов k_=1,3…1,5. Примем k_ =1,5

k_T– температурный коэффициент, принимаем k_T=1,1 (для температуры 150ºС)

Р_э=1,0*396,56*1,5*1,1=654,32 Н

Расчетная долговечность, млн. об.

L=(C/ Р_э)³= (22,5*10³/654,32)³= 40 661 млн. об.

Расчетная долговечность, ч

L_h=L*10⁶ =40 661*10⁶ = 1,17*10⁶ ч

60*n₁ 60*577

Данная долговечность избыточна, поэтому можно выбрать подшипник 205 легкой серии с С=14 кН

Тогда

L= (14,0*10³/654,32)³=9 795 млн. об.

L_h=9 795*10⁶ = 2,8*10⁵ ч

60*577

Полученная долговечность соответствует требуемой.

Ведомый вал

Реакции опор в плоскости xz: R_x3= R_x4= F_t/2=523/2=261,5 Н.

Реакции опор в плоскости yz: R_у3= R_у4= F_t/2=190/2=95 Н.

Суммарные реакции опор 3 и 4 равны: R₃= R₄= R²_x3,4+ R²_y3,4=261,5²+95,0²= 278,22 Н

Проверку подшипника ведем сразу для легкой серии 207, у которого С=25,5 кН

Р_э=1,0*278,22*1,5*1,1=459,06 Н

Расчетная долговечность, млн. об.

L= (25,5*10³/459,06)³=171 400 млн. об.

Очевидно, расчетная долговечность в часах удовлетворяет требуемой.

Схема нагружения вала и эпюры моментов приведены на рис.2

Рис.2 Расчетная схема ведомого вала