6.3.1 Будуємо схему веденого вала (Рисунок 6.3). Визначаємо опорні реакції

Горизонтальна площина

 М_В = 0;



Н.

F_t

А В

F_r F_M

с = 200

b = 64

а = 128

V

F_t

F_r

H

Еп М_и^v

Еп М_и^н

Еп Т

Рисунок 6.3 – Розрахункова схема веденого вала й епюри моментів

 М_А = 0;



Н.

Вертикальна площина

 М_В = 0;



Н.

 М_А = 0;

Н.

Суммарні опорні реакції

Н; Н.

6.3.2 Визначаємо згинаючі моменти

Горизонтальна площина

Нм;

Вертикальна площина

Нм;

Нм.

6.2.4 Приведені моменти

Нм;

Нм;

Нм.

6.3.3 Визначаємо діаметр вала з умови міцності

де _і = 50... 60 МПа – допустимі напруження;

мм;

мм;

мм.

Приймаємо діаметр вала під зубчастим колесом d = 60 мм, під підшипниками d = 55 мм, вихідний кінець вала d_II = 50 мм.

Висновок. Визначено розміри вала з умови міцності.

7 Вибір підшипників

Задача розрахунку. Підібрати підшипники і перевірити них по динамічної

вантажопідйомності.

Вихідні дані:

Діаметр вала під підшипники d = 55 мм

Реакції в опорах R_A = 678 Н;

R_B = 5179 Н;

Частота обертання вала n = 66,9 об/хв.

Короткочасні перевантаження 120 %.

R_A R_B

Рисунок 7.1 – Розрахункова схема вала

7.1 По діаметру вала вибираємо підшипник кульковий радіальний однорядний середньої серії № 210 ГОСТ 8338-75 з динамічною вантажністю С = 27500 Н.

7.2 Довговічність підшипника

де р – показник ступеня, для шарикопідшипників р = 3;

Q_экв – приведене навантаження на підшипник;

Q_экв = XVR_maxk_бk_t ,

де X – коефіцієнт радіального навантаження, X = 1;

V – коефіцієнт обертання, при обертанні внутрішнього кільця

підшипника V = 1;

R_max – реакція в більш навантаженій опорі;

k_б – коефіцієнт режиму роботи, к_б = 1,5;

k_t – температурний коефіцієнт, k_t = 1.

Q_экв = 115179 1,31 = 6733 Н.

години.

Термін служби підшипника більше терміну служби привода.

Висновок: Довговічність підшипників забезпечена. Підібрані підшипники

для всіх валів редуктора.

8 Вибір і перевірочний розрахунок шпонок

Задача розрахунку. Підібрати шпонки для усіх валів редуктора, для

веденого вала перевірити шпонки на міцність.

Вихідні дані:

Діаметри валів під шпонки

d_вд = 22 мм, d_пр = 40 мм; d_вм = 56 мм, 45 мм.

О бертаючий момент на веденому валу Т = 486 Н·м.

Рисунок 8.1 – Розрахункова схема шпонкового з'єднання

8.1 Для всіх валів по діаметрах вибираємо шпонки призматичні ГОСТ 23360-78:

Ведучий вал 6 ´ 6 ´ 28

Проміжний 12  8  36

Ведений 14  9  70 t = 6

16 ´ 10 ´ 70 t = 5,5

8.2 Умова міцності на зминання

де - робоча довжина шпонки, ₁ = – b = 70 – 14 = 56 мм;

₂ = 70 – 16 = 54 мм

t – глибина паза вала, t₁ = 5,5 мм, t₂ = 7 мм.

_см – допустимі напруження зминання, _см = 130…180 МПа.

МПа.

МПа.

Міцність шпонок за умовами зминання забезпечена.

Висновок. Підібрано шпонки для всіх з'єднань редуктора.

9 Вибір змащення редуктора

Задача розрахунку: Вибрати спосіб змащення, сорт мастила, визначити

обсяг масляної ванни.

Вихідні дані:

Потужність на ведучому валові Р_II = 3,92 кВт

Модуль тихохідного колеса m = 4 мм.

Рисунок 9.1 – Розрахункова схема

9.1 Призначаємо картерне змащення, тобто, розбризкуванням. Вибираємо мастило індустріальне И-40А ГОСТ 20799-75.

9.2 Обсяг масляної ванни

V = 0,35...0,8 л на 1кВт потужності;

V = 0,7  3,92 = 2,7 л.

9.3 Рівень змащення

де а = 160 мм – ширина редуктора;

b = 450 мм – довжина редуктора.

мм.

9.4 Зазор між обідом колеса і днищем редуктора

е = h – D

D - глибина занурення тихохідного колеса;

D = (4...5)m

 = 4  4 = 16 мм.

Зазор е = 37 – 16 = 21 мм.