Первый этап компоновки редуктора

Первый этап компоновки редуктора проводят для определения положения зубчатых колес относительно опор для после­дующего расчета долговечности подшипников.

Компоновочный чертеж редуктора выполняем в масштабе 1:1 в одной проекции разрез по осям валов для ци­линдрической зубчатой передачи.

Последовательность выполнения компоновки:

1. Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников с параметрами зубчатых колес.

2. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса

А₁ = 1,2б, где б = 0,025a_W + l (но не менее 8 мм) - толщина стенки корпуса редуктора;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=б;

3. Схематично изображаем подшипники ведущего и ведомого валов.

4.Измеряем расстояние до точек приложения к валам радиальных реакций. Положение этих точек определяется размером a₁:

для однорядных роликовых конических подшипников a_l = T/2 + (d + D)/6 · e, где Т, d, D, е - параметры подшипников. Для конических роликоподшипников на ведущем валу: а₁= мм,

Для конических роликоподшипников на валу колеса:

а₂= мм

5. После определения размеров гнезда подшипника устанавливаем зазор не менее, чем 10мм, между наружной поверхностью крышки и торцом шкива.

4.7 Проверка долговечности подшипников

Для проверки долговечности подшипников составляем пространственную схему сил в редукторе (рис.9).

Рис.9. Пространственная схема сил в редукторе

4.7. 1. Проверка долговечности подшипников ведущего вала.

 

Из предыдущих расчетов имеем: F_t1= 2558 Н, F_г1= 950 Н и F_а1= 519 Н.

Из первого этапа компоновки l₁=56мм; l₂= 56мм; l₃= 70мм (рис.10).

F_в- нагрузка от ременной передачи; F_в=794 Н.

Составляем расчётную схему вала в виде двухопорной балки и определяем силы, нагружающие подшипники. Определяем реакции опор в плоскости XОZ Σ М (1) =0; F_t1 l₁ -Rx₂ (l₁ + l₂)=0

Rx₂ = F_t1^. l₁/(l₁ + l₂)=

Σ М (2) =0; Rx_l (l₁ + l₂)- F_t1 l₁=0;

Rx₂ = F_t1^. l₁/(l₁ + l₂)=

Проверка: Rx₁ + Rx₂ - F_вх - F_t1 =0

 

Рис.10 Расчётная схема ведущего вала

В плоскости YОZ:

Σ М (1) =0; F_в· (l₁ + l₂ + l₃)+F_r1 l₁+Fа₁^. (d₁ /2) -Rу₂ (l₁ + l₂)=0

Rу₂= F_в· (l₁ + l₂ + l₃)+F_r1 l₁+ Fа₁^. (d₁ /2) /(l₁ + l₂)=

Σ М (2) =0; F_в l₃+ Ry₁^. (l₁ + l₂₎-Fr₂^. l₁+ Fа₁^. (d_l /2);

Ry₁ =-F_в l₃+Fr₁^. l₁-Fа₁^. (d_l /2) / (l₁ + l₂₎ =

Проверка: Ry_l -Ry₂ + Fr₁ + F_в =0

Суммарные радиальные реакции опор определяются по формулам:

Осевые реакции в подшипниках:

S₁=0,83 е R_r1 =0,83^.0,36^. 1284=383,6Н

S₂=0,83 е R_r2 =0,83^.0,36^.2256=674Н

е- параметр осевого нагружения; е=0,36

Осевая нагрузка на подшипники с учетом осевых реакций и осевых сил в зацеплении (1 табл. 9.21):

S₂ >S₁, F_а1> S₂- S₁, тогда F_а1= S₁ =383,6Н

Fа₁= S₁ +F_а1= 383,6+519=902,6Н

Рассмотрим более нагруженный подшипник №2:

Отношение F_а1/ R_r1 = 902,6/2256=0,399> е, тогда осевую силу учитываем.

Х- коэффициент радиальной нагрузки; Х= 0,45

Y- коэффициент осевой нагрузки; У= 1,64 (табл.4)

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

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

K_б - коэффициент безопасности; для редукторов K_б=1,3[1, табл. 9.19];

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

P_Э =(1^.0,45^. 2256+1,64^.902,6 )1,3^.1=3318Н.

Расчетная долговечность подшипника в часах:

L_h = 10⁶(С/Рэ)³/60n₁,

где n ₁- частота вращения ведущего вала;

С- динамическая грузоподъемность подшипника№7206, Кн.

Полученная долговечность а больше требуемой по ГОСТ 16162-85, которая для зубчатых редукторов составляет 10000 часов, поэтому принятые подшипники № 7206 подходят для ведущего вала редуктора.

 

4. 7. 2 Проверка долговечности подшипников ведомого вала

Составляем расчётную схему вала в виде двухопорной балки и определяем силы,нагружающие подшипники (рис.11). F_t2= 2558 Н, F_г2= 950 Н и F_а2= 519 Н.

Расстояние между точками приложения реакций, полученные из компоновки: l₁= 58 мм l₂= 58 мм, l₃= 100 мм.

Консольная нагрузка от муфты: F_м=125

Определяем опорные реакции в подшипниках.

В плоскости XOZ:

ΣM (3)=0; -F_t2· l₁+R_x4 (l₁+ l₂)+ F_м· l₃=0;

R_{x 4}= F_t2· l₁-F_м· l₃/ (l₁+ l₂) = ;

ΣM(4)=0; -R_x3 (l₁+ l₂) +F_t2· l₁+F_м·(l₁+ l₂+l₃) =0;

R_x3= F_t2· l₁+F_м (l₁+ l₂+l₃) /(l₁+ l₂) =

Проверка: R_х4-R_х3- F_t2 –F_ц =0;

В плоскости YOZ:

ΣM(3)=0; R_у4 (l₁+ l₂) -F_r2· l₂+F_а2·(d₂/2)=0;

R_у4 = F_r2· l₁-F_а2·(d₂/2)=/(l₁+ l₂)=

ΣM(4)=0; -R_у3 (l₁+ l₂) +F_r2· l₂+F_а2·(d₂/2)=0;

Рис.11 Схема нагружения ведомого вала.

 

R_у3 = F_r2· l₂+F_а2·(d₂/2) /(l₁+ l₂)=

Проверка: R_y3+R_y4- F_r2 =0;

Суммарные радиальные реакции опор определяются по формулам:

Осевые реакции в подшипниках:

S₃=0,83 е Rr₃ =0,83^.0,41^. 4308=1466Н

S₄=0,83 е Rr₄ =0,83^.0,38^. 287=97,5Н

S₃ >S₄, F_а2> S₃ -S₄,, тогда Fа₄= S₄ =97,5Н

Fа₃= S₄ +F_а2= 97,5+519=616,5Н

Для более нагруженный подшипника №3. Отношение F_а3/ R_r3 = 616,5/4380=0,138 < е, тогда осевую силу не учитываем.

Эквивалентная нагрузка: P_Э = X · v · Pr₃ · K_б · K_T=1^.4380^.1,3=5694 Н

Расчетная долговечность подшипника в часах:

Полученная долговечность а больше требуемой по ГОСТ 16162-85, которая для зубчатых редукторов составляет 10000 часов, поэтому выбранные подшипники № 7209 подходят для ведомого вала привода.