4.7. Первый этап компоновки редуктора

Первый этап компоновки редуктора проводится для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего расчета реакций и проверки долговечности подшипников.

Компоновочный чертеж редуктора выполняется на миллиметровой бумаге в масштабе 1:1 в одной проекции .

Последовательность выполнения компоновки зубчатого цилиндрического редуктора сводится к следующему.

1. Проводятся оси валов на расстоянии а_w друг от друга.

2. Вычерчиваются упрощенно шестерня и колесо в виде прямоугольников со сторонами соответственно.

3. Очерчивается внутренняя стенка корпуса:

а) принимается зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А₁=1,2δ, где δ=0,03 а_w+1 (но не менее 8мм) – толщина стенки корпуса редуктора: δ=10 мм, принимаем δ=10 мм; А₁=10 мм;

б) принимается зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А= δ, А₁=12 мм;

в) принимается расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А= δ, А₁=12 мм.

4. Схематично изображаются подшипники ведущего и ведомого валов. Измеряется расстояние l₁ и l₂ от осевой линии до точек приложения к валам радиальных реакций. Положение этих точек определяются размером а₁=В/2,

где В –ширина подшипников: а₁=20/2=10 мм; а₂=24/2=12мм.

5. Определяются размеры гнезда подшипников. Используются закладные крышки подшипников. Толщина стенки крышки подшипника Δ=8мм –для шестерни; Δ=10мм –для колеса [4, с.23].

6. Устанавливаем зазор не менее, чем 10мм, между наружной поверхностью крышки и торцем шкива.

4.8. Проверка долговечности подшипников

Для проверки долговечности подшипников составляем пространственную схему действия сил (рис.10).

Рис.10 Пространственная схема сил .

На основе пространственной схемы составляем схемы нагружения каждого из валов и определяем нагрузку на подшипники с учетом внешних сил и сил в зацеплении.

4.8.1 Ведущий вал.

Усилия в зацеплении: окружная сила: F_t1= 5932 H; радиальная сила F_r1= 2159 H; F_в- нагрузка от ременной передачи; F_в=2056Н

Угол наклона ременной передачи , составляющие нагрузки:

F_вх= F_вcos 60⁰=2056^.0,5 =1028 Н

F_ву= F_вsin 60⁰=2056^.0,866 =1780 Н

Схема нагружения ведущего вала показана на рис.11. Расстояния между точками приложения реакций получены из первого этапа эскизной компоновки редуктора: l₁= 80 мм l₂= 80 мм, l₃= 98 мм.

Определяем опорные реакции из уравнений статики в плоскости XОZ :

Σ М (1 ) =0;

F_ву· l₃+F_t1 l₂- Rx₂ ( l₁ + l₂)=0

Rx₂ = F_ву^. l₃+F_t1^. l₂/( l₁ + l₂)=

Σ М ( 2 ) =0;

F_ву (l₁ + l₂ + l₃)- Rx_l ( l₁ + l₂)- F_t1 l₁=0;

Rx_l = F_ву^. (l₁ + l₂ + l₃)- F_t1 ^.l₁/ (l₁ + l₂)=

Проверка: Rx₁ - Rx₂ – F_ву + Ft₁ =0

В плоскости YОZ:

Σ М (1 ) =0;

F_вх l₃ +F_r1 l₂-Rу₂ ( l₁ + l₂)=0

Rу₂= F_вх l₃ +F_r1 l₂/( l₁ + l₂)=

Σ М ( 2 ) =0; F_вх^. (l₁ + l₂ + l₃)+ Ry₁^. ( l₁ + l₂₎-Fr₁^. l₁;

Ry₁₌ -F_вх^. (l₁ + l₂ + l₃)+Fr₁^. l₁/ ( l₁ + l₂₎ =

Проверка: Ry_l -Ry₂ - F_вх^. +Fr₁ =0

Суммарные радиальные реакции опор определяются по формулам:

Рассмотрим более нагруженный подшипник № 2:

Рис.11 Схема нагружения ведущего вала

Эквивалентная нагрузка: P_Э = (X · v · Pr_l + Y · Fа₁) · K_б · K_T,

где Х- коэффициент радиальной нагрузки; Х= 1,0

Y- коэффициент осевой нагрузки; У= 0

v – коэффициент вращения кольца; при вращающемся внутреннем кольце подшипника v =1,0.

K_б – коэффициент безопасности; для редукторов всех типов K_б=1,4 [1, табл. 9.19].

К_T = температурный коэффициент. При температуре подшипника менее 100 С⁰ К_T =1,0.

P_Э =1^.4397 ^.1,4=6156 Н

Расчетная долговечность подшипника в часах:

L_h = 10⁶(С/Рэ)³/60n₁,

где n ₁- частота вращения ведущего вала ; n ₁=460,6 мин^-1;

С- динамическая грузоподъемность подшипника № 210, Н.

Полученная долговечность меньше требуемой по ГОСТ 16162-85, которая для зубчатых редукторов составляет 10000 часов , поэтому выбираем подшипники № 310 средней серии , для которых динамическая грузоподъемность С = 65,8 кН.

Полученная долговечность больше требуемой по ГОСТ 16162-85, поэтому выбранные подшипники № 310 подходят для ведущего вала редуктора.