4.6 Определение массы редуктора

Объективной мерой затраченных средств является является масса редуктора m, кг, в которой практически интегрирован весь процесс его проектирования. В нашем курсовой мы будем определять массу приблизительно – по результатам технической стадии проектирования, когда на конструктивной компоновке разработана окончательная конструкция редуктора и установлены максимальные габариты ( ) .

Массу цилиндрического двухступенчатого редуктора определим по следующей формуле [3,с.262]:

,

где - коэффициент заполнения (определяется по графику [3,с.262] рис.11)

.

рис.11

= 7300 - плотность чугуна ;

V – условный объем редуктора. Определяется как произведение наибольшей длины, ширины и высоты редуктора, (рис.12);

;

рис.12

мм .

Тогда масса редуктора будет равна :

кг.

5. Расчет на долговечность подшипников качения промежуточного вала

5.1. Составление расчетной схемы промежуточного вала

Выделяем отдельно промежуточный вал и составляем расчетную схему в аксонометрической проекции. На схеме рис.13 расставляем окружные и радиальные усилия. Для определения их направлений воспользуемся правилом треугольника.

Рис.13

Рис.14

5.2. Определение модулей сил действующих в передачах 1-2 и 3-4

Определение окружных усилий и :

;

Н ;

Н ;

Определение радиальных усилий и :

;

Н ;

Н ;

Определение осевых усилий и :

;

Н ;

Н ;

5.3. Определение реакций, действующих в местах расположения подшипников

Для нахождения и рассмотрим вертикальную плоскость :

С₁=48 =120. С₃=33

;

Н ;

Н;

Н.

Полные реакции и определим по формулам :

Н ;

Н ;

5.4 Подбор подшипников по динамической грузоподъемности и долговечности

Подбор производят для обеих опор вала. В некоторых изделиях, например, в редукторах для обеих опор применяют подшипники одного типа и одного размера. Тогда подбор производят по более нагруженной опоре.

Шариковые подшипники радиально однорядные воспринимают радиальную нагрузку, но могут воспринимать и осевую нагрузку, которая не должна превышать 70% от неиспользованной радиальной.

Фактическая осевая нагрузка: F_{a факт}= F_a3 - F_a2 = 1341.472+295.193 = 1636.665Н

Расчет ведем по более нагруженной, так как в этой опоре подшипник более нагружен.

F_{a факт}< (C_r-R_А)

для предварительно выбранных подшипников легкой серии с d=35мм №207 C_r=29кН. [1, c380].

Следовательно выбранные подшипники проходят проверку по динамической грузоподъемности.

Долговечность соответствует 90% надежности и распространяется на обычные подшипниковые стали при нормальных условиях эксплуатации (правильная установка подшипника, правильном способе смазки и др.)

Если в некоторых случаях свойства материала или условия эксплуатации отличаются от обычных, а также при необходимости расчета при повышенных требованиях к надежности определяют скорректированную расчетную долговечность.

Для выбранных подшипников C_оr=16.4кН.

По отношению = из таблицы 7.1 [1, с 104] выписываем X=0.44, Y=1.3.

Определим ресурс предварительно выбранного радиального шарикового подшипника L_10ah, который должен быть больше заданного срока службы t:

,

где t = 22995 часов – требуемая долговечность (см. пункт 3.1.1);

а₂₃ = 0.7;

а₁ = 1;

n_III= 248.88 об/мин – частота вращения промежуточного вала;

; - эквивалентная динамическая нагрузка при переменном режиме нагружения;

P₁ = 1.8 P_r L₁=0.003L \

P₂ = P_r L₂=0.5L ] см. ТЗ

P₃ = 0.4 P_r L₃=0.5L /

- эквивалентная динамическая радиальная нагрузка;

F_r= Rа₌=4600.5 Н ;

F_a = F_{a факт} =1636.665 Н

К_б=1,8 – коэффициент безопасности (см ТЗ);

К_Т = 1 для рабочих температур менее 100 градусов.

;

< 22995 ;

;

;

часов.

Следовательно, выбранные подшипники не отвечают условиям долговечности, необходимо выбрать более грузоподъемные подшипники.

Выбираем радиально упорные подшипники средней серии :

C_r=42.6кН ; C_оr=24.7кН ; .

Повторим расчеты для новых значений :

= ;

X=0.41, Y=0.87 ;

;

;

часов;

Таким образом назначаем шариковые радиально-упорные подшипники

Средней серии. Для быстроходного и тихоходного вала методика подбора подшипников аналогичная.