- •Содержание
- •Введение
- •I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
- •II. Расчет зубчатых колес редуктора
- •III. Предварительный расчет валов редуктора
- •IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса
- •V. Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •VI. Первый этап компоновки редуктора
- •VII. Расчёт и построение эпюр изгибающих моментов
- •VIII. Проверка долговечности подшипников
- •IX. Второй этап компоновки редуктора
- •X. Проверка прочности шпоночных соединений
- •XI. Уточнённый расчёт валов
- •Хii. Вычерчивание редуктора
- •Хiii. Посадки зубчатого колеса и подшипников
- •Хiv. Выбор сорта масла
- •Хv. Сборка редуктора
- •Список литературы
VII. Расчёт и построение эпюр изгибающих моментов
Ведущий вал:
Плоскость XZ:
Сечение I:
Сечение II:
Плоскость YZ:
Сечение I:
Сечение II:
Ведомый вал:
Плоскость XZ:
Сечение I:
Сечение II:
Плоскость YZ:
Сечение I:
Сечение II:
VIII. Проверка долговечности подшипников
Ведущий вал: Силы, действующие в зацеплении: Ft=1513 H; Fr1=Fa2=515 H; Fa1=Fr2=195,8 H.
Первый этап компоновки дал:
Реакции опор:
в плоскости XZ:
Проверка:
в плоскости YZ:
Проверка:
Суммарные реакции:
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников (ф. 9.9 [1]):
Осевые нагрузки подшипников (9.21 [1]):
Рассмотрим левый подшипник:
Отношение поэтому следует учитывать осевую нагрузку. Эквивалентная нагрузка (9.3 [1]):
V=Кт=1 для конических подшипников при Pa2/Pr2>e, X=0,4; Y=0,4ctg;
Кб =1; Y=1,56 (табл. 9.18 [1]).
Рассмотрим правый подшипник:
Отношение поэтому не следует учитывать осевую нагрузку. Эквивалентная нагрузка:
Для правого подшипника нагрузка Pэ больше, долговечность определяем для него.
Расчётная долговечность (млн.об.):
Расчётная долговечность (ч.):
, где п-частота вращения ведущего вала.
, т.е. найденная долговечность приемлема.
Ведомый вал:
Силы, действующие в зацеплении: Ft=1513 H; Fr2=195,8 H; Fa2=515 H.
Первый этап компоновки дал:
Реакции опор:
в плоскости XZ:
Проверка:
в плоскости YZ:
Проверка:
Суммарные реакции:
Осевые составляющие радиальных реакций:
Осевые нагрузки подшипников (9.21 [1]):
Так как редуктор с вертикальным ведомым валом, то для расчёта долговечности подшипника необходимо учитывать вес этого вала + вес колеса, для чего ищется объём конструкции V, умножается на плотность стали, равную
Для более точного расчёта массы необходимо учесть массу зубьев, но она компенсируется отверстиями в колесе, сделанными для облегчения.
Рассмотрим верхний подшипник:
Отношение
При подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.
Рассмотрим нижний подшипник:
Отношение
Учитываем осевую нагрузку:
Y=1,56; X=0,45 (табл. 9.18 [1]).
Для нижнего подшипника нагрузка больше, поэтому расчёт долговечности ведём для него.
Расчётная долговечность (млн.об.):
Расчётная долговечность (ч.):
, данная долговечность приемлема.
IX. Второй этап компоновки редуктора
Развиваем первую компоновку: вычерчиваем валы с насаженными деталями.
Взаимное расположение подшипников фиксируем распорной втулкой и установочной гайкой М 22 с предохранительной шайбой. Толщину стенки втулки назначают ; принимаем ее равной 5 мм. Подшипники размещаем в стакане, толщина стенки которого , где D – наружный диаметр подшипника примем =8 мм.
Для фиксации наружных колец подшипников от осевых перемещений у стакана сделан упор величиной k=6 мм. Для облегчения посадки на вал подшипника, прилегающего к шестерне, диаметр вала уменьшаем на 0,51 мм на длине, несколько меньше длины распорной втулки.
Для фиксации зубчатое колесо упирается с одной стороны в буртик вала , а с другой стороны – в мазеудерживающее кольцо. Участок вала делаем короче ступицы колеса, чтобы мазеудерживающее кольцо упиралось в торец колеса, а не в буртик вала; переход вала от 40 мм к 35 мм смещен на 2-3 мм внутрь зубчатого колеса.