2.6.1. Проверочный расчёт передачи тихоходной ступени

по напряжениям изгиба

где

Таким образом, необходимое условие прочности выполнено.

2.6.2. Проверочный расчёт передачи быстроходной ступени

по напряжениям изгиба

где

Таким образом, необходимое условие прочности выполнено.

2.7. Расчёт составляющих усилий в зацеплении

Для тихоходной ступени:

Окружная сила:

Радиальная сила:

F_rT = F_tT·tgα_w = 7704,84·tg19,45° = 2720,86 H.

Для быстроходной ступени:

Окружная сила:

Радиальная сила:

F_rБ = F_tБ·tgα_w/cosβ = 3642,56·tg19,45°/cos11,48° = 1312,065 H.

Осевая сила:

F_а = F_tБ·tgβ = 1312,065·tg11,48° = 266,47 Н.

3. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО ДВУХСТУПЕНЧАТОГО РЕДУКТОРА

3.1. Расчёт подшипников качения

Подшипники выбираем по требуемой динамической грузоподъёмности С и требуемому по условиям прочности диаметру вала d_В, а также учитываем условия нарезания шестерни, габаритные размеры подшипников и требования взаимозаменяемости.

Требуемая динамическая грузоподъёмность подшипника гдеm = 3 для шариковых подшипников, L – ресурс подшипника в миллионах оборотов, Р – эквивалентная нагрузка. Условия контакта рабочих поверхностей подшипника характеризуются параметром е, величина которого для радиальных и радиально-упорных шариковых подшипников выбирается по отношению F_a/C₀ (C₀ – статическая грузоподъёмность подшипника).

Р = F_rK_gj_э, где K_g – динамический коэффициент, j_э – коэффициент эквивалентной нагрузки, зависящий от режима. Выбранный по каталогу подшипник проверяем по условию F_a/F_r  e, а при невыполнении этого условия – по ресурсу L = (C/P)^m, где

Р = (ХF_r + YF_a)K_gj_э, где Х и Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок.

Расчёт нагрузок на подшипники

Радиальной нагрузкой на подшипник F_r является реакция опоры вала от действия сил в зацеплении зубчатых колёс редуктора, а осевой F_a – осевая составляющая силы в зацеплении косозубой пары.

Выполняем предварительную компоновку редуктора и составляем расчётные схемы для каждого вала.

Рис. 2. Схема нагрузок на подшипники

Расстояние между опорами всех трёх валов одинаково:

Максимальная нагрузка на опору быстроходного вала редуктора:

где F_Ax = F_tБ(1 – l₃/l);

здесь

Максимальная нагрузка на опору промежуточного вала:

где F_Вx = F_tБl₃/l + F_tT(1 – l₄/l);

Максимальная нагрузка на опору тихоходного вала редуктора:

F_Ax = 3642,56(1 – 41/161) = 2731,5 H;

F_Ay = 1312,065(1 – 41/161) + 266,47·42,86/2·161 = 1013,4 H;

F_Вx =3642,56˟41/161 + 7704,84(1 – 60/161) = 5761,08 H;

F_Вy = 2720,86(1 – 60/161) – 1312,065·41/161 + 266,47·158,76/2·161 =1504,12 H;

Результаты вычислений

Таблица 2

Наименование	Значение для каждого вала
	А (Б)	В (П)	С (Т)
1. Радиальная нагрузка на подшипник Fr, Н	3139,52	5954,19	7942,85
2. Осевая нагрузка на подшипник, Fа, Н	266,47	266,47	-
3. Динамический коэффициент Kg	1,1
4. Коэффициент эквивалентной нагрузки jэ	0,5
5. Эквивалентная нагрузка на подшипник Р, Н	1726,374	3274,8	4368,57
6. Частота вращения n, об/мин	1460	385,22	116,8
7. Долговечность подшипника Lh, ч	10000
8. Ресурс подшипника L = 60Lhn·10-6,млн.об.	876	231,13	70,08
9. Необходимая грузоподъёмность подшипника С, Н	16521,96	20097,26	18010,98
10. Расчётный диаметр выходного конца вала dB, мм	22	-	43,69
11. Диаметр окружностей впадин шестерни df1, мм	37,86	-	66,72
12. Номер подшипника, выбранный по dB, С и при условии d2 < df1	305	109	109
13. Наружный диаметр подшипника D, мм, проверка по условию	62	75	75
14. Окончательно выбранный подшипник. Динамическая грузоподъёмность С, Н Статическая грузоподъёмность С0, Н Fa/C0 e Fa/Fr	106 11600 7020 0,06 0,26 0,2	110 21600 12400 0,04 0,23 0,08	110 - - - - -
15. Ресурс подшипника L, млн.об.	1726,74	3274,8	-
16. Посадочный диаметр подшипника d, мм	25	45	45