8 Нагрузки валов редуктора

8.1 Определение сил в зацеплении закрытой передачи

Редукторные валы испытывают два вида деформации – изгиб и круче- ние. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформа- ция изгиба валов вызывается силами в зубчатом зацеплении закрытой переда- чи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт [1, с. 99].

В проектируемом приводе конструируется цилиндрический косозубый редуктор.

Схема сил в зацеплении цилиндрической передачи показана на рисунке

8.1. За точку приложения сил принимают точку зацепления в средней плоско- сти колеса [1, рис. 6.1, с. 102].

Рисунок 8.1 – Схема сил в зацеплении косозубой цилиндрической передачи

Определяем значения сил в зацеплении цилиндрической косозубой пе- редачи [1, табл. 6.1, с. 100].

Окружная сила:

на колесе

(8.1)

на шестерне

(8.2)

Радиальная сила:

на колесе

(8.3)

где α – угол зацепления, принимаем α = 20°;

на шестерне

. (8.4)

Осевая сила:

на колесе

; (8.5)

на шестерне

(H). (8.6)

8.2 Определение консольных сил

В проектируемом приводе конструируется открытая ременная передача, определяющая консольную нагрузку на выходной конец вала. Кроме того, консольная нагрузка вызывается муфтой, соединяющей двигатель с редуктором.

Определяем направление консольных сил на выходных концах валов со стороны передачи гибкой связью и муфты [1, с. 108]:

а) консольная сила от ременной передачи F_оп перпендикулярна оси вала и в соответствии с положением передачи в кинематической схеме привода направлена горизонтально;

б) консольная сила от муфты F_м перпендикулярна оси вала; в связи с тем, что направление силы F_м в отношении окружной силы F_t зависит от слу- чайных неточностей монтажа муфты, принимаем худший случай нагружения

– направляем силу F_м противоположно силе F_t, что увеличивает напряжения и деформацию вала.

Значение консольной силы от ременной передачи F_оп было определено ранее при проектном расчете открытой передачи, F_оп = 2933,6 Н.

Определяем значение консольной силы от муфты

(Н), (8.7)

где Т – вращающий момент на быстроходном валу редуктора, Т = Т₁= 32,04 Нм.

9 Проверочный расчет подшипников

9.1 Определение реакций в опорах подшипников

9.1.1 Определение радиальных реакций в опорах подшипников бы- строходного вала

Реакции в опорах подшипников определяем в соответствии с рекомен- дациями [1, c. 133-139].

1. Составляем расчетную схему быстроходного вала в соответствии со схемой нагружения валов редуктора (рисунок 9.1).

Исходными данными для расчета являются:

а) силы в зацеплении редукторной пары (на шестерне):

окружная сила F_t1 1527,3 Н;

радиальная сила F_r1 562,9 Н;

осевая сила F_a1 243,8 Н;

б) консольная сила (от муфты) – F_м = 707,5 Н;

в) геометрические параметры:

расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников быст- роходного вала – l_Б = 84 мм;

расстояние между точками приложения консольной силы и реакции смежной

опоры подшипника – l_м = 83,5 мм;

диаметр делительной окружности шестерни – d₁ = 40,5 мм.

R_Ax , R_Вх – реакции опор в горизонтальной плоскости;

R_Аy , R_Вy - реакции опор в вертикальной плоскости;

Рисунок 9.1 – Расчётная схема быстроходного вала цилиндрического редуктора

2. Определяем реакции в опорах выбранных подшипников вала в верти- кальной и горизонтальной плоскостях (рисунок 9.2), составляя по два уравне- ния равновесия плоской системы сил.

Радиальные реакции в подшипниках направляем противоположно на- правлению окружной (F_t1) и радиальной (F_r1) сил в зацеплении редукторной передачи.

Рисунок 9.2 – Силы в вертикальных и горизонтальных плоскостях

быстроходного вала

а) Вертикальная плоскость.

Проверка:

б) Горизонтальная плоскость.

Проверка:

3. Определяем суммарные радиальные реакции опор подшипников вала