Эскизная компоновка редуктора

В соответствии с рекомендациями [1, табл.15.14 и 2, с.28] для опор валов редуктора назначаем шариковые радиальные подшипники. Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников мм, мм, мм (см. п.3.3). Параметры подшипников согласно ГОСТ 8338-75 [1, табл.15.1] приведены в таблице 2.

В соответствии с рекомендациями [1, табл.19.3] смазывание подшипников осуществляем маслом в картере за счет брызг при работе редуктора, так как окружная скорость колеса быстроходной ступени v > 1 м/с (см. п.3.1.3).

Таблица 2 — Параметры подшипников

Эскизную компоновку (рис.2) выполняем в одной проекции в следующей последовательности:

а) намечаем расположение проекции компоновки в соответствии со схемой привода и наибольшим размером зубчатых колес;

б) проводим три вертикальные параллельные линии на расстоянии и (см. п.3.1.2 и п.3.2.2), которые являются осевыми линиями валов редуктора;

в) вычерчиваем упрощенно зубчатые пары колес в виде прямоугольников в соответствии с геометрическими параметрами, полученными в результате проектировочного расчета (см. п.3.1.2 и п.3.2.2), с учетом того, что шестерня быстроходной ступени выполнена заодно с валом;

г) проводим контур внутренней стенки корпуса на расстоянии А = 10 мм от торцов колес для предотвращения их контакта во время работы редуктора; при этом зазор между наружным диаметром подшипников и контуром стенок должен быть не менее величины А;

д) вычерчиваем контура подшипников согласно размерам, приведенным в таблице 2; в соответствии с принятой системой смазки размещаем подшипники в корпусе редуктора, углубив их от внутренней стенки корпуса на 5 мм;

е) на выходных концах быстроходного и тихоходного валов вычерчиваем гнезда под подшипники; глубина гнезда мм, где δ =
= 9 мм — толщина стенки корпуса (см. п.3.6), а K_i = 39 мм — ширина верхнего фланца корпуса, определяемая по табл.17.1 [1] с учетом диаметра болтов d₂, соединяющих крышку с корпусом (см. п.3.6);

ж) вычерчиваем торцовые крышки узлов подшипников в соответствии с размерами [1, табл.17.6];

з) вычерчиваем ступени валов на соответствующих осях по размерам, полученным выше (см. п.2 и п.3.3); ступени выходных концов быстроходного и тихоходного валов располагаем на расстоянии 5 мм от внешнего торца крышки подшипников, при этом длина ступени соответственно равна длине ступице ведомого шкива мм (см.п.2) и длине ступицы звездочки мм (см. п.3.3 и табл.16.1 [1]);

и) измерением устанавливаем расстояние между точками приложения реакции опор валов и силами в зацеплении зубчатых колес: мм,
мм, мм, мм, мм, мм, мм, мм,
мм; при этом точку приложения силы давления F_в на вал от цепной передачи принимаем к середине выходного конца тихоходного вала, а точку приложения силы давления муфты F_м в торцовой плоскости выходного конца быстроходного вала.

Проверочный расчет подшипников

Опоры быстроходного вала

Из предыдущих расчетов: Н, Н, Н, мм, мм, мм, мм (см. рис.2).

Нагрузка на вал от ременной передачи [1, табл.16.3]

Н.

Составляющие нагрузки на вал от ременной передачи по осям (рис.3,б)

Реакции опор от сил в зубчатом зацеплении (рис 3,б):

в плоскости xz

Н;

Н;

проверка:

в плоскости yz

Н;

Рисунок 3 – Расчетная схема и эпюры силовых факторов

быстроходного вала редуктора

проверка:

Суммарные реакции опор

Н;

Н;

Эквивалентная нагрузка

в которой Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности [1, табл.15.11]; [1, табл.15.12].

Отношение , этой величине соответствует е = 0,22 [1, табл.15.9].

Рассмотрим подшипник опоры 1. > e, поэтому следует учитывать осевую нагрузку. Тогда X = 0,56, Y = 1,99 [1, табл.15.9].

Н.

Рассмотрим подшипник опоры 2. >e, поэтому следует учитывать осевую нагрузку. Тогда X = 0,56, Y = 1,99 [1, табл.15.9].

Н.

Так как > , расчет долговечности подшипников проводим по опоре 2

млн об.

Расчетная долговечность в часах

ч,

что больше ресурса привода ч (см. п.3.1.1) и минимальной долговечности подшипников для зубчатых редукторов по ГОСТ 16162― 85 [1, табл.15.14].

Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту: