2020-01-15
184
Первый этап компоновки редуктора проводим для приближенного обозначения положения зубчатых колес относительно опор для определения опорных реакций и подбора подшипников.
Компоновочный чертёж выполняем в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора в масштабе 1:1.
Примерно по середине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем две вертикальные линии – оси валов на расстоянии aw=112 мм.
Вычерчиваем упрощенную шестерню и колесо в виде прямоугольников, шестерня выполнена за одно целое с валом: длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
принимаем зазор между торцом ступицы колеса и внутренней стенкой корпуса
А1=1,2∙ δ=1,2∙8=10 мм;
2)принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А= δ =8 мм;
3)принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А= δ =8 мм.
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии: габариты подшипника выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников:
Таблица 3 - Предварительный подбор подшипников для валов редуктора.
| Вал | Условное обозначение подшипника | d | D | B | Грузоподъёмность, кН | |
| Размеры, мм | Сr | С | ||||
| ведущий | 207 | 35 | 72 | 17 | 25,5 | 13,7 |
| ведомый | 209 | 45 | 85 | 19 | 33,2 | 18,6 |
Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем пластичный смазывающий материал, так как попадание масленых брызг на подшипники ведущего вала затрудненно. Для предотвращения вытекания и выливания пластичного смазывающего материала жидким маслом из зоны зацепления, устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяется по размеру У=12 мм.
Измерением находим расстояние на ведущем валу l1=54,5 мм, на ведомом l2=55,5 мм.
Принимаем l1= l2=55 мм.
ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Из расчетов и компоновки: Ft=1750 Н, Fr=660 Н, Fа=481 Н, l1=l2=55 мм,
d1=37,33 мм, d2= 186,67 мм.
Ведущий вал
Определяем предварительно консольную нагрузку от муфты, действующую на выходном конце вала (табл. 6.2./2/):
Fм=80 
=80 
=466 Н
Принимаем lм=65 мм.
Вычерчиваем расчетную схему нагружения вала (рис.7.1) Опору, воспринимающую внешнюю осевую силу обозначаем символом 2.
Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости хz от силы Ft:
Н;
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях:
МУ1= МУА= МУ2=0; МУВ= R1Хּ l1 = 875·0,055=48 Нּм
Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости хy от сил Fr и Fа:
∑ МХ1=0; R2yּ 2 l1 - Frּ l1 - Fа 
= 0,
∑ МХ2=0; - R1yּ2l1 + Frּ l1 – Fа 
= 0,
Н.
Н,
Проверка:
∑Fy=0; R2У + R1У - Fr1 = 248+412−660= 0.
Строим эпюру изгибающих моментов:
МХ1=МХ2=0; МХВЛ =R1y l1 =248 ּ0,055=13,6 Нּм;
МХВл = R1yּ l1 + Fа·d1/2=248ּ0,054 +481·0,03733/2=22,7 Нּм
Определяем реакции опор от силы Fм:
∑М1=0; - Fмּlм + R2мּ2ּl1 =0;
∑М2=0; - Fм(lм+2ּl1) +R1мּ2ּl1=0;
Н; 
Н.
Проверка:
∑Х=0; R1м+ Fм – R2м= 466+275 –741= 0.
Строим эпюру изгибающих моментов МFм в характерных сечениях:
МА= М1=0; М2= Fм ּ lм = 466ּ0,065= 30,2 Нּм;
МВ = Fрּ(lр+ l1)−R1м ּl1= 466ּ(0,065+ 0,055)−741 ּ0,055= 15,1 Нּм
Строим эпюру крутящих моментов: Мк=Т1=34 Нּм.
Определяем суммарные радиальные опорные реакции. Так как направление действия силы Fм неизвестно, то принимаем случай, когда реакции от действия силы Fм совпадают по направлению с суммарными реакциями опор от действия силы в зацеплении зубчатой передачи:
Н,
Н.
Для принятого подшипника 207 Сr=25,5 кН и С0=13,7 кН
Определяем отношение Rа/Со=481/13700=0,035 (коэффициент осевого нагружения е=0,24 по табл.9.2 /2/). Для подшипника 2, воспринимающего внешнюю осевую нагрузку отношение Rа/Rr2=481/1242=0,387 > е=0,24, то принимаем коэффициент радиальной нагрузки Х=0,56 и коэффициент осевой нагрузки Y=1,92.
Принимаем коэффициенты:
V=1 – коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника;
К δ =1,2 – коэффициент безопасности при легких толчках (табл. 9.4 /2/);
К τ =1 – коэффициент температурныйt<100ºC (табл. 9.5. /2/).
Определяем эквивалентные нагрузки:
Re 2=(Rr2ּVּХ+ RаּY)ּК δ ּК τ =(1242·1ּ0,56+ 481ּ1,92)1,2 ּ1=1943 H
Re1=Rr1·VּК δ ּК τ =1651∙1∙1,2 ּ1=1981 H.
Определяем расчетную долговечность наиболее нагруженного подшипника 1:
20ּ103 ч,
ч.
Долговечность подшипников соблюдается.
Ведомый вал
Силу от цепной передачи раскладываем на составляющие:
Fцеп Г =Fцеп·cos 60º=1995•0,5=998 H
Fцеп В =Fцеп·sin 60º=1995•0,866=1728 H
Принимаем lц=50 мм.
Вычерчиваем расчетную схему нагружения вала (рис. 7.2,) Опору, воспринимающую внешнюю осевую силу обозначаем символом 4.
Определяем опорные реакции от силы Ft и Fцеп Г в горизонтальной плоскости:
∑ М4=0; RГ32 l2+Ft ·l2−Fцеп Г)2·l2 + lц) = 0,
∑ М3 =0; RГ42l2 −Ft l2−Fцеп Г lц= 0,
Проверка
∑X= Ft +RГ3−RГ4−Fцеп Г =1750+577−1329−998=0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях:
МУД= МУ4=0; МУС= −R Г4• l2 = −1329•ּ0,055=−73,1 Нּм
My6=−Fцеп В lц =−998•0,05=−49,9 Н•м
Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости от сил Fцеп Г, FrТ и FаТ.
∑ М3=0; R4В•2 l2 −Fr l2−Fцеп В lц −Fа•d2/2 –= 0,
∑ М4 =0; R3В•2 l2 +Fr l2− Fцеп В) 2 l2 + lц) −Fа•d2/2 = 0,
Проверка
∑Y= R4В−R3В+ Fцеп В – Fr=1523−2591+1728−660=0
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях:
МХД= МХ4= 0; МлХС= R4Вּ l2 =1523•0,055= 83,76 Нּм
МпХК= R4Вּ l2 - Fа•d4/2 =1523•0,055−481•0,18667/2= 38,87 Нּм
MX6 = Fцеп Г ּlц =1728·0,05=86,4 Н•м
Строим эпюру крутящих моментов: Мк=Т2=163,3 Нּм.
Определяем суммарные радиальные опорные реакции:
Н,
Н.
Для принятого подшипника 209 Сr=33,2 кН и С0=18,6 кН
Определяем отношение Rа/Со=481/18600=0,026 (коэффициент осевого нагружения е=0,22 по табл.9.2 /2/). Так как отношение Rа/Rr4= =481/2021=0,24>е=0,22, то принимаем коэффициент радиальной нагрузки Х=0,56 и коэффициент осевой нагрузки Y=2,02.
Принимаем коэффициенты:
V=1; К δ =1,2; К τ =1.
Re3=Rr3ּVּХּ К δ ּК τ = 2655ּ1ּ1,2 ּ1=3186 H,
Re4=(Rr4ּVּХ+ Y ∙ Fа)·К δ ּК τ =(2021·1∙0,56+2,02·481)∙1,2 ּ1=2524 H
Определяем расчетную долговечность наиболее нагруженного подшипника 3:
30ּ103 ч,
ч.
Долговечность подшипников соблюдается.
