Первый этап компоновки редуктораПервый 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 = 0,025aW + 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 al = T/2 + (d + D)/6 · e, где Т, d, D, е - параметры подшипников. Для конических роликоподшипников на ведущем валу: а1= Для конических роликоподшипников на валу колеса: а2= 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: Ft1= 2558 Н, Fг1= 950 Н и Fа1= 519 Н. Из первого этапа компоновки l1=56мм; l2= 56мм; l3= 70мм (рис.10). Fв- нагрузка от ременной передачи; Fв=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; Ft1 l1 -Rx2 (l1 + l2)=0 Rx2 = Ft1. l1/(l1 + l2)= Σ М (2) =0; Rxl (l1 + l2)- Ft1 l1=0; Rx2 = Ft1. l1/(l1 + l2)= Проверка: Rx1 + Rx2 - Fвх - Ft1 =0
Рис.10 Расчётная схема ведущего вала В плоскости YОZ: Σ М (1) =0; Fв· (l1 + l2 + l3)+Fr1 l1+Fа1. (d1 /2) -Rу2 (l1 + l2)=0 Rу2= Fв· (l1 + l2 + l3)+Fr1 l1+ Fа1. (d1 /2) /(l1 + l2)= Σ М (2) =0; Fв l3+ Ry1. (l1 + l2)-Fr2. l1+ Fа1. (dl /2); Ry1 =-Fв l3+Fr1. l1-Fа1. (dl /2) / (l1 + l2) = Проверка: Ryl -Ry2 + Fr1 + Fв =0 Суммарные радиальные реакции опор определяются по формулам:
Осевые реакции в подшипниках: S1=0,83 е Rr1 =0,83.0,36. 1284=383,6Н S2=0,83 е Rr2 =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, Fа1> S2- S1, тогда Fа1= S1 =383,6Н Fа1= S1 +Fа1= 383,6+519=902,6Н Рассмотрим более нагруженный подшипник №2: Отношение Fа1/ Rr1 = 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: PЭ = (X · v · Prl + Y · Fа1) · Kб · KT v – коэффициент вращения кольца; при вращающемся внутреннем кольце подшипника v =1,0; Kб - коэффициент безопасности; для редукторов Kб=1,3[1, табл. 9.19]; КT = температурный коэффициент. При температуре подшипника менее 100 С0 КT =1,0. PЭ =(1.0,45. 2256+1,64.902,6 )1,3.1=3318Н. Расчетная долговечность подшипника в часах: Lh = 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). Ft2= 2558 Н, Fг2= 950 Н и Fа2= 519 Н. Расстояние между точками приложения реакций, полученные из компоновки: l1= 58 мм l2= 58 мм, l3= 100 мм. Консольная нагрузка от муфты: Fм=125 Определяем опорные реакции в подшипниках. В плоскости XOZ: ΣM (3)=0; -Ft2· l1+Rx4 (l1+ l2)+ Fм· l3=0; Rx 4= Ft2· l1-Fм· l3/ (l1+ l2) = ΣM(4)=0; -Rx3 (l1+ l2) +Ft2· l1+Fм·(l1+ l2+l3) =0; Rx3= Ft2· l1+Fм (l1+ l2+l3) /(l1+ l2) = Проверка: Rх4-Rх3- Ft2 –Fц =0; В плоскости YOZ: ΣM(3)=0; Rу4 (l1+ l2) -Fr2· l2+Fа2·(d2/2)=0; Rу4 = Fr2· l1-Fа2·(d2/2)=/(l1+ l2)= ΣM(4)=0; -Rу3 (l1+ l2) +Fr2· l2+Fа2·(d2/2)=0;
Рис.11 Схема нагружения ведомого вала.
Rу3 = Fr2· l2+Fа2·(d2/2) /(l1+ l2)= Проверка: Ry3+Ry4- Fr2 =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, Fа2> S3 -S4,, тогда Fа4= S4 =97,5Н Fа3= S4 +Fа2= 97,5+519=616,5Н Для более нагруженный подшипника №3. Отношение Fа3/ Rr3 = 616,5/4380=0,138 < е, тогда осевую силу не учитываем. Эквивалентная нагрузка: PЭ = X · v · Pr3 · Kб · KT=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.
|
мм,
мм
;
