VII. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции — разрез по осям валок при снятой крышке редуктора; жела­тельный масштаб 1 : 1, чертить тонкими линиями.

Примерно посередине листа параллельно его длинной сто­роне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии — оси валов на расстоянии a_w = 200 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде пря­моугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса;

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А₁ = 1,2; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = ;

в) принимаем расстояние между наружным кольцом под­шипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = ; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d_п1 = 40 мм и d_п2 = 60 мм (см. рис. 12.3 и 12.5).

По табл. ПЗ имеем:

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм				С		С0
308 312	40 60	90 130	23 31	41,0 81,9		22,4 48,0
П р и м е ч а н и е. Наружный диаметр подшипника D = 90 мм оказался больше даиемтра окружности вершин зубьев da1 = 71,66 мм.

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвра­щения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания плас­тичного смазочного материала жидким маслом из зоны за­цепления устанавливают мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер у = 812 мм.

Измерением находим расстояния на ведущем валу l₁ = 78 мм и на ведомом l₂ = 82 мм.

Примем окончательно l₁ = l₂ = 82 мм.

Глубина гнезда подшипника l_г  1,5В; для подшипника 312 В = 31 мм; l_г = 1,5  31 = 46,5 мм; примем l_г = 46 мм.

Толщину фланца  крышки подшипника принимают при­мерно равной диаметру d_o отверстия; в этом фланце  = 14 мм (рис. 12.7). Высоту головки болта примем 0,7d_б = 0,7  12 = 8,4 мм. Устанавливаем зазор между головкой бол­та и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Длину пальца l примем на 5 мм больше шага t. Таким образом, l = t + 5 = 31,75 + 5 = 36,75 мм.

Измерением устанавливаем расстояние l₃ = 81 мм, опреде­ляющее положение звездочки относительно ближайшей опоры ведомого вала. Примем окончательно l₃ = 82 мм.

VIII. Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал (рис. 12.8). Из предыдущих расчетов имеем F_t = 3750 Н, F_r = 1400 Н и F_а = 830 Н; из первого этапа компоновки l₁ = 82 мм.

Реакции опор:

в плоскости хz

в плоскости уz

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 308 (см. прило­жение, табл. ПЗ): d = 40 мм; D = 90 мм: В = 23 мм; С = 41,0 кН и С₀ = 22,4 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3)

в которой радиальная нагрузка Р_r1 = 2060 Н: осевая нагрузка Р_a = F_a = 830 Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэф­фициент безопасности для приводов ленточных конвейеров К_б = 1 (см. табл. 9.19); К_Т = 1 (см. табл. 9.20).

Отношение этой величине (по табл. 9.18. соответству-

ет е = 0,23.

Отношение Х = 0,56 и Y= 1,88.

Расчетная долговечность, млн. об

Расчетная долговечность, ч

что больше установленных ГОСТ 16162 — 85 (см. также с 307).

Ведомый вал (рис. 12.9) несет такие же нагрузки, как и ведущий :

Нагрузка на вал от цепной передачи F_в = 5126 Н. Составляющие этой нагрузки

Из первого этапа компоновки l₂ = 82 мм и l₃ = 82 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz

Проверка R_x3 + R_x4 – (F_t + F_вх ) = 75 + 7275 – (3750 + 3600) = 0;

в плоскости yz

Проверка R_у3 + F_ву – (F_r + R_у4) = 1675 + 3600 – (1400 + 3875) = 0.

Суммарные реакции

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Шариковые радиальные подшипники 312 средней серии:

d = 60 мм; D = 130 мм; В = 31 мм; С = 81,9 кН и С₀ = 48,0 кН.

Отношение этой величине (по табл. 9.18) соответствует е 0,20 (получаем, интерполируя).

Отношение следовательно, X = 1, Y = 0. Поэтому Р_э = P_r4VK_бK_Т = 8200 1  1,2  1 = 9840 Н.

(Примем К_б = 1,2, учитывая, что цепная передача усиливает неравномерность нагружения.)

Расчетная долговечность, млн. об

Расчетная долговечность, ч

здесь п = 194 об/мин -частота вращения ведомого вала.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36 000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10 000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ве­дущего вала 308 имеют ресурс L_h  60 ^. 10³ ч, а подшипники ведомого вала 312 имеют ресурс L_h  50 ^. 10³ ч.