4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняю за одно целое с валом:

d₁ = 27,52 мм; d_a1 = 29,52 мм; b₁ = 24,25 мм.

Колесо кованное:

d₂ = 82,56 мм; d_a2 = 84,56 мм; b₂ = 19,25 мм.

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,6d_к2 = 1,6 * 27 = 44 мм.

Длина ступицы:

L_ст = 1,3d_к2 = 1,3 * 27 = 36 мм.

Толщина обода:

δ₀ = 3m = 3 * 1 = 3 мм.

Толщина диска:

C =0,3b₂ = 0,3*19,25 = 6 мм.

Для d_B1 = 14 мм:

Сечение шпонки: b = 5; h = 5.

Глубина паза: Вала t₁ = 3; Отверстия t₂ = 2,3.

Для d_B2 = 19 мм:

Сечение шпонки: b = 6; h = 6.

Глубина паза: Вала t₁ = 3,5; Отверстия t₂ = 2,8.

Для d_к2 = 27 мм:

Сечение шпонки: b = 8; h = 7.

Глубина паза: Вала t₁ = 4; Отверстия t₂ = 3,3.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

δ = 0,025 a_w + 1 = 0,025 * 55 + 1 = 2,3 мм. Принимаю δ = 3 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

b = 1,5 δ = 1,5 * 3 = 4,5 мм.

Принимаю b = 5 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса:

р = 2,35 δ = 2,35 * 5 = 11,75 мм. Принимаю р = 12 мм.

Диаметр фундаментных болтов:

d_ф = (0,03…0,036) a_w + 12 = 0,035 * 55 + 12 = 13,9 мм.

Принимаю d_ф = 14 мм.

Принимаю болты с резьбой М12.

Диаметр крепежных болтов:

d_кр = (0,5…0,7)d_ф = 0,5 * 14 = 7 мм.

Принимаю болты с резьбой М6.

6. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал

Окружная сила Р = 2575,2 Н; радиальная сила Р_r = 952,8 Н; осевая сила Р_а = 507,3 Н; делительный диаметр шестерни d₁ = 27,52 мм. Крутящий момент Т₁ = 35,435 Н*м; число оборотов n₁ = 1170 об/мин.

Расстояние от центра шестерни до центра подшипника l₁ = L_ст/2 + C + B_п1/2 = 36/2 + 6 + 12/2 = 30 мм

Расчетная схема ведущего вала и эпюры изгибающих и крутящего моментов показаны на рис.

Реакции опор в горизонтальной плоскости равны:

R_x1 = R_x2 = P/2 = 2575,2/2 = 1287,6 H.

Реакции опор в вертикальной плоскости равны:

R_y1 = (P_r*l₁ + P_a* d₁/2)/2 l₁ = (952,8*30 + 507,3*27,52/2)/2*30 = 592,7 H.

R_y2 = (P_r*l₁ - P_a* d₁/2)/2 l₁ = (952,8*30 – 507,3*27,52/2)/2*30 = 360,05 H.

Максимальный изгибающий момент в горизонтальной плоскости равен:

Т_у = R_x1*l₁ = 1287,6 * 30 = 38,6*10³ H*мм = 38,6 Н*м.

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости равны:

T_x1 = R_y1*l₁ = -592,7*30 = -17,7*10³ H*мм = – 17,7 Н*м;

T_x2 = R_y2*l₁ = -360,05*30 = -10,8*10³ Н*мм = – 10,8 Н*м.

Т_кр = Т₁ = -35,435 Н*мм

Суммарные реакции опор равны:

F_r1 = √R_x1² + R_y1² = √1287,6² +592,7² = 1417,4 H;

F_r2 = √R_x2² + R_y2² = √1287,6² +360,05² = 1336,9 H.

Проверяем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле

Р_Э = (X*V*F_r1 + Y*F_a)*К_б*К_Т, (7.1)

где F_r1 = 1417,4 Н; F_a= Р_а = 507,3 Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо).

К_б = 1,2 – нагрузка спокойная без толчков;

К_Т = 1 при температуре подшипников до 100⁰ .

Коэффициенты X и Y зависят от соотношения F_a/(V*F_r) и е – параметр осевого нагружения. Параметр е зависти от отношения F_a/C₀, где С₀ – статическая грузоподъемность.

Для радиальных и радиально-упорных шариковых подшипников при

F_a/(V*F_r)≤ e принимаю X =1, Y =0.

Для радиально-упорных подшипников, типа 46 (угол контакта α₀ = 26⁰; е = 0,68), при

F_a/(V*F_r)≤ e X = 0,41 и Y = 0,87.

В моем случае

F_a/(V*F_r1) = 507,3/(1*1417,4) = 0,35<e = 0,68. Поэтому X = 1; Y = 0

Подставляю полученные данные в формулу (7.1).

Р_Э = (X*V*F_r1 + Y*F_a)*К_б*К_Т = (1*1*1417,4)*1,2*1= 1700,88 Н.

Расчетная долговечности, млн. об., определяется по формуле

L = (C/P_э)³=(12000/1700,88)³ = 351,1 млн.об.

Расчетная долговечности, час., определяется по формуле

L_h = L*10⁶/(60*n₁) = 351,1*10⁶/(60*1170) = 5001 часов.

Ведомый вал

Силы зацепления такие же, как на ведущем валу:

Р = 2575,2 Н; Р_r = 952,8 Н; Р_а = 507,3 Н.

Делительный диаметр колеса d₂ = 82,56 мм. Крутящий момент Т₂ = 98,97 Н*м и число оборотов вала n₂ = 390 об/мин. Расстояние от центра колеса до центра подшипника

l₂ = L_ст/2 + C + B_п2/2 = 36/2 + 6 + 15/2 = 31,5 мм.

Расчетная схема ведомого вала и эпюры изгибающих и крутящего моментов показаны на рис.

Реакции опор в горизонтальной плоскости равны:

R_x3 = R_x4 = P/2 = 1287,6 H.

Реакции опор в вертикальной плоскости равны:

R_y3 = (P_r*l₂ – P_a*d₂/2)/2l₂ = 143,9 H.

R_y4 = (P_r*l₂ + P_a*d₂/2)/2l₂ = 808,8 H.

Максимальный изгибающий момент в горизонтальной плоскости равен:

Ty ₌ R_x3*l₂ = 1287,6*31,5 = 40,5 Н*м.

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости равны:

Т_x3 = R_y3*l₂ = 143,9*31,5 = 4,5 Н*м;

Т_x4 = R_y4*l₂ = 808,8*31,5 = 25,4 Н*м.

Т_кр = Т₂ = 98,97.

Суммарные реакции опор равны:

F_r3 = √R_x3² + R_y3² = √1287,6² + 143,9² = 1295,6 H;

F_r4 = √R_x4² + R_y4² = √1287,6² + 808,8² = 1520,5 H.

Проверяю подшипники по более нагруженной опоре 4.

F_a/(V*F_r3) = 507,3/(1*1520,5) = 0,33 < e = 0,68. Поэтому X = 1 и Y = 0.

Эквивалентная нагрузка равна:

Р_Э = (X*V*F_r4 + Y*F_a)*К_б*К_Т = 1824,6 Н.

Расчетная долговечность, млн. об.:

L = (C/P_э)³ = (15700/1824,6)³ = 637,08 млн. об.

Расчетная долговечность, час.:

L_h = L*10⁶/(60*n₂) = 27225 часов.