Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки: d = 0,025 a_w + 1, где a_w — межосевое расстояние редуктора.

d=0,025∙200+1=6мм,

принимаем d=8мм,

d₁= 0,02 × а_w + 1 =0,02∙200+1=5

принимаем d₁=8 мм.

Толщина фланцев верхнего пояса корпуса и крышки:

B = 1,5d =12мм

b₁ = 1,5d₁ = 12мм

нижнего пояса корпуса

р = 2,35 d = 19 мм

принимаем р = 20 мм.

Диаметр болтов:

– фундаментальных

d=(0,03... 0,036) a_w + 12 = 18…19,2мм

принимаем болты с резьбой М20

– крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂=(0,7 ...0,75) d₁ = 14…15мм

принимаем болты с резьбой М16

– соединяющих крышку с корпусом

d₃=(0,5 ¸0,6) d₁ =10…12мм

принимаем болты с резьбой М12

Первый этап компоновки редуктора

1. Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса

А= 1,2 d =9,6мм

2. Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А= d = 8мм

3. Принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А= d = 8мм

В соответствии с рекомендациями [9, с.136] выбираем радиальные шарикоподшипники средней серии и схему их установки с одной фиксирующей опорой. Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d_п1= 40 мм и d_п2= 65 мм.

Согласно табл. П. 2.16 имеем следующие данные:

Предварительная компановка редуктора приведена на рис. 5.

Рис. 5. Предварительная компановка редуктора.

Проверка долговечности подшипника

Определение реакций в опорах ведущего вала

Расчетная схема ведущего вала приведена на рис. 6. Из предыдущих расчетов имеем силы в зубчатом зацеплении:

F_t=4248Н

F_r= 1585,5Н

F_a= 965,1Н

Сила, действующая на вал, в клиноременной передаче: F_рп=654,8Н.

Из первого этапа компоновки l₁ = 87мм

l₀ =80.

Реакции опор.

Рассматриваем худший вариант, когда F_t и F_рп направлены в одну сторону:

– в плоскости хz

R_x1 = [F_t∙l₁ + F_рп∙( l₀ +2l₁ )]/2l₁ = [4248∙87+654,8∙ (80+2∙87)]/2∙87=3080Н

R_x2=( F_t ∙l₁ – F_рп∙l₀ )/ 2l₁ = 1823Н

Проверка:

(R_x1 + R_x2) – (F_t + F_рп) = (3080+1823)-(4248+654,8)=0

– в плоскости уz

R_y1= (F_r l₁+ F_a d₁/2 )/2l₁= (1585.5∙87+965.1∙66.6/2)/2∙87=977,45

R_y2= (F_r l₁ – F_a d₁ /2 )/2l₁= (1585.5∙87-965.1∙66.6/2)2∙87=608,05

Проверка:

R_y1 + R_y2 – F_r= 977.45+608.05-1585.5=0

Рис. 6. Расчетная схема ведущего вала

Суммарные реакции:

Р_r1= (R_x1² + R_y1² )^1/2 = (3080²+977.45²)^1/2=3231Н

Р_r2= (R_x2² + R_y2²) ^1/2 = (1823²+608,05²)^1/2=1922Н

Проверка долговечности подшипников ведущего вала

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 308; d=40 мм; D= 90 мм;

В = 23 мм; С = 41,0 кН; С_о = 22,4 (табл. П. 2.16).

Эквивалентная нагрузка:

Р_э=(ХVP_r1 + YP_a1 ) K_sK_T,

где P_r1 – радиальная нагрузка, P_r1 = 3231Н

P_a1 – осевая нагрузка, P_a1 = F_a = 965,1Н

V – коэффициент, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается; при вращении внутреннего кольца V = 1;

K_s = 1 , K_T = 1.

Отношение F_a/С_о = 0,043

этой величине соответствует е @0,25 (табл. П. 2.17).

Отношение P_a1 / P_r1 =0,299;

X= 0,56 и Y= 1,78(табл. П. 2.17).

Эквивалентная нагрузка:

Р_э=(0,56∙1∙3231+1,78∙965,1) ∙1∙1=3527Н

Расчетная долговечность:

L= (C/ Р_э) ³= млн.об

Согласно ГОСТ 16162 (редукторы общего назначения ) ресурс зубчатых редукторов должен составлять 40000 ч. Для этих значений и предпочтительна расчетная долговечность подшипника. Минимальная долговечность подшипника для зубчатого редуктора по ГОСТ 16162 может составлять 10000 ч [3, c. 158].

Долговечность подшипника удовлетворяет указанным требованиям.

Определение реакций в опорах ведомого вала

Расчетная схема ведомого вала приведена на рис. 7. Ведомый вал несет в зубчатом зацеплении такие же нагрузки, как и ведущий:

F_t=4248Н

F_r= 1585,5Н

F_a= 965,1Н

Из первого этапа компоновки l₂ =90 мм, l₃ =86 мм

Опорные реакции определяем с учетом этих сил в следующем порядке.

Находим опорные реакции вала от нагрузки в зацеплении.

В вертикальной плоскости:

R_x3= R_x4= F_t /2 = 2124

В горизонтальной плоскости:

R_y3= (F_r l₂ + F_a d₂/2 ) / 2l₂ = (1585,5∙90-965∙333,3/2)/2∙90=1686,083

R_y4= (F_r l₂ – F_a d₂ /2 )/2l₂= (1585,6∙90-965∙333,3/2)/2∙90=-100,583

Проверка:

R_y3 + R_y4 – F_r= 1686,083-100,583-1585,5=0

Суммарные радиальные реакции подшипников для опоры 3:

Р_r3= (R_x3² + R_y3² )^1/2 = 2712Н

Суммарные радиальные реакции подшипников для опоры 4:

Р_r4= (R_x4² + R_y4²) ^1/2 = 2126Н

Рис. 7. Расчетная схема ведомого вала

Определяем суммарные опорные реакции ведомого вала от нагрузки в зацеплении и муфты.

Рассмотрим худший случай:

Р_r3∑ = Р_r1+ F_м= 3231+1445=4676Н

Р_r4∑ = Р_r2+ F_м= 1922+1445=3367Н

Расчет подшипников ведомого вала будем производить по более нагруженной опоре – 1(Р_r3∑=4676Н)

Проверка долговечности подшипников ведомого вала

Шариковые радиальные подшипники 313 средней серии: d =65мм; D=140мм; В = 33мм; С = 92,3кН; С_о = 56,0кН (табл. П. 2.16).

Отношение F_a/ С_о = 965,1/56000=0,017

этой величине соответствует е @ 0,19 (табл. П. 2.17).

Отношение Fa / P_r3∑ = 965,1/4676=0,206

следовательно,

X=0,56; Y= 2,30(табл. П. 2.17).

Р_э=(ХVP_r3 + YP_a1 ) K_sK_T = (0,56∙1∙4676+2,3∙965,1) ∙1∙1=4838Н

Расчетная долговечность:

L= (C/ Р_э)³ =(92300/4838)=6944 млн.об

Расчетная долговечность в часах:

Долговечность подшипника удовлетворяет требованиям.

Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту: