8.3. Расчет подшипников тихоходного вала редуктора

Действующие в зацеплении силы:

Сила от муфты

Определение реакции опор в горизонтальной плоскости

Проверка

Условие выполняется.

Определение реакции опор в вертикальной плоскости.

Проверка

Условие выполняется.

Определение суммарной реакции каждой опоры по теореме Пифагора

∑R_A:

∑R_В:

Подшипник считаем по опоре В, как более нагруженной.

Расчет подшипника ведем по динамической грузоподъемности, т.к. частота вращения вала п₄=54,46 мин^-1>1 мин^-1. Предварительно был выбран подшипник №217 [5,с.122] с параметрами:

Динамическая грузоподъемность С^ГОСТ=83200 Н.

Статическая грузоподъемность С₀^ГОСТ=53000 Н.

На подшипник действует:

Радиальная нагрузка F_r=R_B=10395,84 Н; осевая нагрузка F_а=2222,2 Н.

При применяют радиальные шариковые подшипники. В данном случае тип подшипника выбран верно.

Отношение ;

Х=1 и Y=0.

Эквивалентная динамическая нагрузка

P=(X×V×F_r+Y×F_a)×K_б× K_Т,[4,c.335]

Р=(1×1×10395,84+2222,2×0)×1,3×1=13514,59 Н.

Долговечность подшипника в миллионах оборотах

Динамическая грузоподъемность

Меняем серию подшипника. Окончательно принимаем подшипник №117 [5,с.120] с параметрами:

С^ГОСТ=49400 Н.

С₀^ГОСТ=33500 Н.

Проверка окончательно выбранного подшипника по статической грузоподъемности

P₀=(X₀×F_r+Y₀×F_a)×K_б≤ С₀^ГОСТ,[4,c.337]

X₀=0,6 и Y₀=0,5 – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок для радиальных шарикоподшипников;

Р₀=(0,6×10395,84+0,5×2222,2)×1,3= 9553,19Н<33500Н.

Условие выполняется. Оставляется выбранный подшипник.

9. Выбор и проверка соединительных муфт

Тип муфты – муфта упругая с торообразной оболочкой.

Выбор муфты по таблице [9,табл.3.34] в зависимости от диаметра вала d=80мм и расчетного крутящего момента Т_р

где к – коэффициент динамичности

где Т_пик – пиковая нагрузка привода;

Т_мах – максимальная нагрузка привода.

Т^ГОСТ – крутящий момент, выбранный по ГОСТу;

Т_ном – номинальный момент вала муфты.

По ГОСТу была выбрана муфта

МУТО 1600-80-1.1 ГОСТ 20884 - 82. [9,табл.3.34]

Проверка прочности упругой оболочки по напряжениям сдвига в сечении около зажима

где D₁ – диаметр кольцевого сечения, м;

δ – толщина оболочки, м;

[τ] – допустимое касательное напряжение оболочки с нитями корда, [τ]=0,7×10⁶ Па.

Условие выполняется.

10. Тепловой расчет редуктора

Для обеспечения необходимого охлаждения редуктора должно выполнятся следующее условие:

Ф≤Ф₁, [4,с.212]

где Ф – тепловая мощность

Ф=Р₂×(1-η), [4,с.212]

где η – КПД редуктора

η=η_Т×η_Б.

η=0,90×0,95=0,86.

Ф=8000×(1-0,86)=1120 Вт.

Ф – мощность теплоотдачи

Ф=К×(t₁-t₀)×А, [4,с.212]

где К=10 Вт/(м²×⁰С) – коэффициент теплоотдачи в закрытых помещениях при отсутствии вентиляции.

t₁=80 ⁰С – температура масла;

t₀=20 ⁰С – температура окружающей среды;

А – площадь поверхности охлаждения редуктора, м².

Ф₁=10×(80-20)×0,97=582 Вт.

1120 Вт>582 Вт

Условие не выполняется.

Редуктор снабжаем ребрами охлаждения в количестве 20 и эксплуатируем в помещении с интенсивной вентиляцией.

Определение мощности теплоотдачи

Ф=К×(t₁-t₀)×А, [4,с.212]

где К=17 Вт/(м²×⁰С) – коэффициент теплоотдачи в помещениях с интенсивной вентиляцией.

А – площадь поверхности охлаждения редуктора с учетом ребер охлаждения.

Ф₁=17×(80-20)×(0,97+0,38)=1377 Вт.

1120 Вт<1377 Вт

Условие выполняется.

Вывод: фактическая площадь поверхности редуктора, с учётом рёбер охлаждения и при условии эксплуатации редуктора в помещении с интенсивной вентиляцией , обеспечит необходимые условия охлаждения редуктора.