8.2 Тихоходный вал

Рис. 8.2 Расчетная схема ведомого вала.

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

m_С = 60F_t – 220F_м + 120D_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

D_X = (220·1696 – 60·1882)/120 = 2168 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D

m_D = 60F_t + 100F_м – 120C_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

С_X = (100·1696 + 60·1882)/120 = 2354 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 =2354·60 =141,3 Н·м

M_X2 =1696·100 =169,6 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

m_С = 60F_r – F_ad₂/2 – 120D_Y = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

D_Y = (60∙696 – 341·199,19/2)/120 = 65 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D

m_С = 60F_r + F_ad₂/2 – 120C_Y = 0

Отсюда находим реакцию опоры C в плоскости XOZ

C_Y = (60·696 + 341·199,19/2)/120 = 631 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_Y1 = 631·60 =37,9 Н·м

M_Y2 = 65·60 = 3,9 Н·м

Суммарные реакции опор:

C = (2354² + 631²)^0,5 = 2437 H

D = (2168² + 65²)^0,5 = 2169 H

8. Проверочный расчет подшипников

9.1 Быстроходный вал

Эквивалентная нагрузка

Отношение F_a/C_o = 341/13,710³ = 0,024  е = 0,21 [1c. 143]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник А.

Отношение F_a/А =341/1467= 0,23 > e, следовательно Х=0,56; Y= 2,1

P = (XVF_r + YF_a)K_бК_Т

где Х – коэффициент радиальной нагрузки;

V = 1 – вращается внутреннее кольцо;

F_r = А – радиальная нагрузка;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

K_б =1,5– коэффициент безопасности;

К_Т = 1 – температурный коэффициент.

Р = (0,56·1·1467+2,1∙341)1,5·1 = 2306 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573ωL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 – для шариковых подшипников

С_тр = 2306(573·22,6·20000/10⁶)^1/3 = 14702 Н < C = 25,5 кН

Расчетная долговечность подшипника.

= 10⁶(25,510³ /2306)³/60216 =104337 часов, > [L]=20000 час

9.2 Тихоходный вал

Отношение F_a/C_o = 341/18,610³ = 0,018  е = 0,20 [1c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник C.

Отношение F_a/C =341/2437= 0,14 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0

Эквивалентная нагрузка

Р = (1,0·1·2437+ 0)1,5·1 = 3656 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573ωL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 – для шариковых подшипников

С_тр = 3656(573·5,65·20000·10⁶)^1/3 = 14679 Н < C = 33,2 кН

Расчетная долговечность подшипника.

= 10⁶(33,210³ /3656)³/6054 = 231127 часов, > [L]=12500 час

10 Конструктивная компоновка привода

10.1 Конструирование зубчатых колес

Конструктивные размеры колеса

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,55d₃ = 1,55·55 = 85 мм.

Длина ступицы:

l_ст = (1,0…1,5)d = (1,0…1,5)55 = 55…85 мм,

принимаем l_ст = 60 мм.

Толщина обода:

S = 2,2m+0,05b₂ = 2,22+0,05·40 =6,4 мм

принимаем S = 8 мм

Толщина диска:

С = 0,25b = 0,25·40 = 10 мм

10.2 Конструирование валов

Основные размеры ступеней валов (длины и диаметры) рассчитаны в пункте 7.

Переходные участки между ступенями выполняются в виде канавки шириной b = 3 мм или галтели радиусом r = 1 мм.

Шестерня выполняется заодно с валом.

Размеры шестерни: d_а1 = 54,81 мм, b₁ = 44 мм, β =10,26°.

Фаска зубьев: n = 0,5m = 0,5∙2,0 = 1,0 мм,

принимаем n = 1,0 мм.

10.3 Выбор соединений

В проектируемом редукторе для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент, применяются шпоночные соединения.

Используем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Длина шпонки принимается на 5…10 мм меньше длины ступицы насаживаемой детали. Посадка для косозубого колеса Н7/r6.

10.4 Конструирование подшипниковых узлов

В проектируемом редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются мазудерживающие кольца шириной 10…12 мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в мазеудерживающее кольцо, а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и врезной крышкой подшипника.