V. Первый этап компоновки редуктора (рис.12.6)
Примерно посередине листа проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальных линии – оси валов на расстоянии аw = 140 мм.
Вычеркиваем упрощенно шестерню и колеса в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступают за пределы прямоугольника.
Очерчиваем вы-ую стенку корпуса:
а) принимаем зазор между торцом шестерни и вн-ей стенкой корпуса А1 = 1,2 б; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;
б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до вн-ей стенки корпуса А=б.
Предварительно намечали радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбирали по диаметру вала в листе посадки подшипников dn1 = 25мм. и dn2 = 35мм.
Из теринии находим расстояние на ведущем валу l1 = 56мм и на ведомом l2 = 58мм.
Принимаем окончательно l1 = l2 = 58мм.
Глубину гнезда подшипника lr = 1,5мм; для подшипника В = 17мм;
Lr = 1.5*17 = 25.5мм; примен. Lr = 25мм.
Толщину фланца Δ подшипника прим-ют примерно равной диаметри dо отверстие; в этом фланце Δ = 10мм (рис.12.7). Высоту головки болта прим. 0,07dб = 0,7*10 = 7мм. Уст-м зазор между головкой болта торцом соед-го пальца цепи в 10мм. Длину пальца в примен. на 5мм больше шага t. Таким образом, l = t+5 = 19,05+5 = 24,05 мм.
Изм-ем уст-м расстояние l3 = 51мм, опр-ие полож-ие звездочки относ-но ближ-ей опоры вед-го вала. Применяем окон частично l3 = 52мм.
Табл.П3
-
Условное обозн-ие подшип.
D
D
B
При-ой, КН
Ч
Размеры, мм
С
Со
305
25
17
15
25,5
6,95
1,5
307
35
80
21
33,2
13,7
2
VI. Проверка долговечности подшипника.
Ведущий вал.
Из предыдущих расчетов имеем: Окружная
сила
;
радиальная сила
,
осевая сила
,
т.к. передача прямозубая. Расстояние
между опорами из чертежа:
Строим схему нагружения.
Определяем реакции в опорах А и С.
Вертикальная
плоскость.
Схема симметричная
и
реакции
Изгибающий момент относительно опоры «Е»:
Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости.
Горизонтальная плоскость.
Изгибающий момент относительно опоры «Е»:
Суммарные реакции в опорах А и С:
Намечаемые радиальные подшипники
особолегкой серии №105 с характеристикой:
.
Динамическая грузоподъемность
Определяем эквивалентную нагрузку:
;
но осевая сила
и поэтому
,
где:
- коэффициент безопасности,
- температурный коэффициент. Коэффициент
(вращается
внутреннее кольцо).
Определяем рабочую долговечность работы подшипников в млн. оборотов.
млн.
оборотов.
Расчетная долговечность в часах:
часов>>
часов
– допускаемый нижний ресурс работы
подшипников редуктора – подшипники
пригодны.
Ведомый вал.
Из предыдущих расчетов имеем
,
сила
;
давления на вал редуктора от цепной
передачи
Строим схему нагружения.
-FB+Ray-F2+Rby=0 0=0 Ema=0
-Fgl3+F2*l2-Rby*2*l2=0
Emb=0
-Fb(l3+2l2)+Ray*2*l2-Fr*l2=0
-Rby===
=-1377H
Rац=
=
=
= 4336H
Mc=0
MA = -Fb*l3 = -2619*52 = 136,188H*M
MA = -Fb*(l3+l3)+RАЦ*l3 = -2619(52+44)+4336*44 = -251424+190784 = -60,640HM
Mb
= -Fb*(l3+2*l2)+RАЦ*2*l2-Fz*l2
= -2619*(52+2*44)+4336*2*44-340*44 = -366660+381568-14960 = -52
0
П-ка:
-Fb+RАЦ-F2-Rby = 0
-2619+4336-340-1377 = 0
В горизонтальной плоскости:
RAX =
RBX =
=
= 467,5H
Изии изч-ий момент в характерных точках:
МА = 0
Мс = -RAX*l2 = -467,5*44 = -20570H
MB = 0
T2 =109,25*103 H*MM
Суммарные реакции
RA =
Pz3
=
=
=
=
= 4361,1H
RB =
Pz4
=
=
=
= 1454,1H
Экв-ая нагрузка:
Pэ = RAVKbKt = 4361,1*1*1,2*1= 5233,32H
Примем Кв=1,2 учитывая, что цепная передача усиливает неравномерность нагружения.
Расчетная долговечность млн.об:
L =
3
=
3
= (4,87)3 = 115,50 млн.об.
Расчетная долговечность, ч
LB =
=
=
= 10142ч.